ПРОЕКТИРОВАНИЕ АВ ТОМОБИЛЯ
Я. Э. МАЛАХОВСКИИ, А. A. ЛАПИН, Н. К. ВЕДЕНЕЕВ
КАРДАННЫЕ
ПЕРЕДАЧИ
Под редакци ей
д-ра техн. наук ироф. А. А. ЛИПГАРТА
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1962

В книге приводятся сведения, необходимые для
проектирования карданов и карданных передач авто-
мобилей.
Книга предназначена для инженерно-технических
работников автомобильной промышленности и транс-
порта.
Редакция литературы по автомобильному
и транспортному машиностроению
Зав. редакцией инж. И. M. БАУМАН

ОТ РЕДАКТОРА
Настоящая монография, посвященная карданным передачам,
является продолжением серии выпусков по проектированию авто-
мобильных трансмиссий.
Общее построение монографии аналогично принятому в уже
вышедших выпусках, т. е. основное внимание уделено не деталь-
ному описанию отдельных конструкций, а принципиальным и кон-
структивным схемам карданных передач и карданов, теоретиче-
ским и расчетным вопросам, которые возникают в процессе проек-
тирования, и фактическим материалам llo выполненным конструк-
циям.
Рак известно, карданная передача представляет собой один из
элементов трансмиссии, жесткость которого в значительной мере
определяет колебательные характеристики привода, однако ука-
зать параметры карданной передачи, необходимые с точки зрения
благоприятного спектра частот, нельзя без рассмотрения парамет-
ров всей трансмиссии в целом. Поэтому данному вопросу будет
посвящен специальный выпуск.
Д-р техн. наук проф. А. А. ZanrAPr

ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К АВТОМОБИЛЬНЫМ
КАРДАННЫМ ПЕРЕДАЧАМ, И КЛАССИФИКАЦИЯ
КАРДАННЫХ ПЕРЕДАЧ И КАРДАНОВ
Механизмы трансмиссии современного автомобиля крепятся не-
посредственно к раме или кузову,или подвешиваются к ним HB yn-
ругих элементах. Для связи между этими механизмами, валы ко-
торых могут быть расположены в разных плоскостях и, кроме того,
могут менять свое положение при движении автомобиля, необхо-
димо иметь такой механизм, который, не меняя передаточного от-
ношения, допускал бы передачу крутящего момента между валами,
расположенными под постоянными или переменными углами. Та-
ким механизмом в трансмиссии автомобиля является карданная
передача.
Карданная передача служит также для компенсации несоосно-
сти валов между закрепленными на раме агрегатами.
Карданные передачи используют для связи двигателя с короб-
кой передач при ее раздельной установке, для соединения коробки
передач с раздаточной коробкой и последней с ведущими мостами
(передними и задними), для привода ведущих колес при их неза-
висимой подвеске, для привода ведущих и управляемых колес и
привода вспомогательного и специального оборудования (лебедки,
самосвальных механизмов и т. п.).
В зависимости от назначения карданной передачи она.или по-
стоянно работает при движении автомобиля или включается при
необходимости (например, карданные передачи передних ведущих
мостов, для привода лебедок и т. п.).
Условия работы карданных передач и требования к ним раз-
личны и зависят от того, для привода каких механизмов транс-
миссии использованы передачи.
К основным специфическим требованиям, которые необходимо
учитывать при проектировании карданных передач, относятся сле-
дующие:
1. Углы наклона карданных валов должны быть по возможно-
сти минимальными, так как при этом карданная передача будет
работать с более высоким к. п. д. и с меньшей неравномерностью
вращения валов (при отсутствии условий, обеспечивающих син-
хронность вращения).

Однако назначение очень малых углов нежелательно, особенно
для карданов с игольчатыми подшипниками, так как это вызывает
бринеллирование последних.
2. динамические нагрузки, вызванные неравномерностью вра-
щения и несбалансированностью вала, особенно для карданных
передач, работающих с высоким числом оборотов, должны быть
минимальными.
3. Жесткость карданной передачи, являющейся одним из упру-
гих звеньев трансмиссии, надо выбирать с учетом динамических
характеристик всех элементов трансмиссии. Собственные частоты
крутильных колебаний трансмиссии должны лежать вне эксплуата-
ционных режимов автомобиля.
4. Критические числа оборотов карданной передачи должны
быть выше чисел оборотов максимально возможных по условиям
эксплуатации.
5. Трущиеся поверхности карданных шарниров и компенсирую-
щие устройства (скользящие шлицевые соединения ') карданных
валов, требующие смазки, следует хорошо защищать от вытека-
ния смазки и от проникновения влаги, грязи и пыли.
При проектировании карданных передач многоприводных авто-
мобилей желательна унификация узлов и деталей.
Элементами карданной передачи являются: карданы, кардан-
ный вал (или валы), промежуточная опора и упругие муфты, начи-
нающие распространяться в последнее время. Из этих элементов
карданы и упругие муфты, отличающиеся большим разнообразием
конструкций, в наибольшей степени влияют на характеристику кар-
данной передачи.
Основными классификационными признаками карданной пере-
дачи являются: назначение, тип, наличие или отсутствие промежу-
точной опоры и компенсирующего устройства.
По назначению карданные передачи делятся на основные и
вспомогательные. К основным передачам относятся передачи, ис-
пользуемые для механизмов привода ведущих колес, а к вспомога-
тельным — для привода различного рода подсобных механизмог.
(например, лебедки, насоса самостоятельной установки, механизма
переключения передач и т. п.).
Тип карданной передачи определяется как ее расположением
относительно агрегатов автомобиля, так и типом карданов и нали-
чием или отсутствием компенсирующего устройства.
Если карданная передача проходит внутри одного из механиз-
мов автомобиля, например заключена в карданную трубу или
в картер ведущей оси, то QHa называется закрытой. B противном
случае передача будет открытой.
Если ка~рданная передача компенсирует сравнительно большие
осевые перемещения между центрами карданов, то она называется
' В настоящей работе шлицевое соединение, обеспечивающее изменениг
межцентрового расстояния между карданами, называется компенсирующим
устройством.

универсальной, а при отсутствии компенсации — простой. К про-
стым передачам относятся также передачи, в которых использо-
ваны полукарданы с упругим элементом, допускающие некоторые
осевые перемещения за счет упругих свойств этих элементов.
Тип кардана определяет основные параметры карданной пере-
дачи, ее кинематику, максимально допустимые углы наклона ва-
лов, влияет на частоты крутильных колебаний (упругие карданы),
а при установке универсальных карданов обеспечивает и компен-
сацию осевых перемещений.
По кинематическим свойствам карданная передача может быть
синхронной или асинхронной. Синхронность карданной передачи
обеспечивается или соответствующей установкой двух асинхрон-
ных карданов или применением специальных типов карданов, так
называемых синхронных или равных угловых скоростей.
В случае установки промежуточной опоры необходимо приме-
нять передачу с двумя валами и несколькими карданами (тремя
или четырьмя).
За основной классификационный признак карданов ' принята
их кинематика. По этому признаку карданы делятся на две основ-
ные группы: асинхронные и синхронные (фиг. 1).
Асинхронные карданы, в свою очередь, делятся на две основ-
ные группы: полукарданы и полные карданы.
Полукардан не имеет физических осей качания и допускает
взаимное отклонение валов только под небольшим углом. По кон-
струкции полукарданы могут быть жесткими (например, зубчатая
муфта) или упругими.
дальнейшее конструктивное деление упругих полукарданов
определяется формой упругого элемента (диск, звено, втулка, су-
харь) и наличием или отсутствием центрирующего устройства.
Полный кардан, включающий элементы шарнирного соединения
деталей, имеет физические оси качания и обеспечивает передачу
усилий при сравнительно больших углах между валами. Если кон-
струкция полного кардана допускает осевые перемещения внутри
кармана, то он называется универсальным, в противном же слу-
чае — простым.
K простым карданам, которые широко применяются в авто-
строении, относятся карданы с крестовиной. другие типы. карда-
нов применяются крайне редко и не включены в классификацию.
Основное отличие разнообразных конструкций карданов с кре-
стовиной заключается в опорах цапф крестовины, для которых ис-
пользуются подшипники скольжения (втулки), качения (игольча-
тые подшипники) или резиновые втулки.
универсальные карданы в настоящее время используются
редко. Их конструктивные признаки не отражены в классифика-
ции. хотя описание последних конструкций этих карданов приво-
дится.
' Карданы по терминологии деталей машин представляют собой разновид-
ности муфт. В книге сохранен принятый в автостроении термин «кардан».

!7
Ф:
Ю
Ю
3
:?:
О
О
Х
И
О
э~~
д
х
О
с4
Х
° ъ
ФИ
д
:й
О
С:
О
О
С4
Е:
1 1
О О )ox
р~ ~Щ
О
МООР
Х О
1
Q д
e ~ as X
~ Х '4 'с'
ф ~) М
Cl
U~~X x
3: Х
с!р Х сс~
ФдЯ
Q д Вф
О ~!
as ц i
Х
~Й
ЖRX
И ~ дс~ ~)
М р'
м

Синхронные карданы применяются в автостроении для привода
ведущих и управляемых осей. Эти карданы могут быть выполнены
из элементов простых карданов с крестовиной или представлять
собою оригинальную конструкцию. Карданы первой группы отне-
сены к так называемым сдвоенным карданам, а второй группы—
к специальным. Сдвоенный кардан представляет собою совокуп-
ность двух карданов с крестовиной, у которых карданный вал за-
менен промежуточным звеном. Сдвоенные карданы могут не иметь
центрирующего устройства.
За классификационный признак специальных типов карданов
принят тип звена, передающего усилия полумуфтам. Если таким
звеном является сухарь, то соответствующая группа карданов от-
носится к сухарным, если шарики — то к шариковым. Классифи-
кация этих карданов приведена на фиг. 1.
Что касается классификационных признаков промежуточнои
опоры, то они определяются числом подшипников (один или два)
и характером установки этих подшипников (жестким или упругим
подвесом}.
В последнее время в трансмиссиях легковых автомобилей с пе-
редним расположением двигателя и задними ведущими колесами
взамен карданной передачи иногда применяют гибкий вал '. Для
увеличения гибкости вала при одновременном обеспечении перг-
дачи момента от двигателя коробка передач (или гидротрансфор-
матор) блокируется с главной передачей на заднем мосту. Термин
~гибкий «ал» следует понимать в том смысле, что компенсация
взаимных перемещений связываемых валом агрегатов осуществ-
ляется за счет упругих деформаций вала. Применяемые валы
сплошные круглого сечения, работают в докритической области
во всем диапазоне изменения рабочих чисел оборотов. Последнее,'
учитывая малый диаметр (10 — 20 мм) вала, достигается установ-
кой промежуточных опор.
Передача с гибким валом не содержит кинематических шарни-
ров и не является карданной передачей, хотя и выполняет функ-
ции последней, поэтому этот вид передачи не включен в класси-
фикацию и в дальнейшем не рассматривается.
' Такой гибкий вал применен на автомобиле Понтиак.

КОНСТРУКЦИЯ КАРДАНОВ И КАРДАН НЫХ ПЕРЕДАЧ
АСИНХРОННЫЕ КАРДАНЫ
Полукардаиы
жесткие полукарданы
жесткий полукардан представляет собой муфту, допускающую
незначительное угловое отклонение осей валов и некоторое их про-
дольное перемещение.
Фиг. 2. Схема жесткого полукардана:
1 — колокол; 2 — кулак; 3 — вал.
Я~есткне полукарданы использовались в тех случаях, когда
угол между соединяемыми валами имел весьма небольшую вели-
чину (1 — 2').
На фиг. 2 приведена схема жесткого полукардана кулачного
типа, основными элементами которого являются колокол 1 и ку-
лак ~, «ходящий в колокол.
На фиг. 3 показана конструкция зубчатого полукардана, при-
менявшаяся на автомобиле ГАЗ-АА в узле соединения вторичного
вала коробки передач с промежуточным карданным валом.
Обойма 2 имеет короткие зубья специального профиля, которые
входят в зацепление с шлицованным венцом 1, обеспечивая пере-
дачу крутящего момента при углах перекоса валов до 1,5' и осе-
вые перемещения в пределах длины шлицев на венце 1.
10

Большие удельные давления в местах контакта звеньев жест-
ких полукарданов, технологическая трудоемкость, быстрый износ
соединения — все эти недостатки привели к вытеснению жестких
полукарданов другими кон-
струкциями муфт. В настоя-
щее время жесткие полукар-
даны в автостроении не при-
меняются.
Упругие
полука рданы
Названием «упругие по-
лукарданы» охватываетсч
большое число муфт, слу-
жащих для передачи дви-
жения между валами, оси
которых составляют угол до
2'. Передача момента со
стороны фланца или вилки
ведущего вала ведомому
осуществляется упругим
Фиг. 3. Зубчатый иолукардак- автомобиля
ющим то или иное конструк
тивное исполнение. Вид упругого элемента в полукардане и опре-
делят его тип. Надежность конструкции, отсутствие необходимо-
сти в уходе при эксплуатации, хорошие динамические характери-
стики определили широкое распространение упругих полукарданов
в автомобилестроении.
Развитие конструкций полукарданов привело к созданию упру-
гих муфт, допускающих необходимые для практики углы уста-
новки валов. Ниже рассмотрены наиболее распространенные типы
упругих полукарданов.
Дисковый полукардан. Упругим звеном, осуществляющим пере-
дачу момента от ведущего вала к ведомому в конструкциях Этого
типа, является резино-тканевый или резино-кордный диск или
шайба. Гибкость диска при деформации et o обеспечивает возмож-
ность передачи движения между пересекающимися под неболь-
шим углом валами и допускает незначительные осевые перемеще-
ния валов. С другой стороны, жесткость в плоскости диска обес-
печивает передачу полукарданом значительных крутящих мо-
ментов.
~иск установлен между ведущей и ведомой вилками (двух-
или трехлапочными) и прикреплен к ним болтами. Яисковые по-
.~укарданы для возможности лучшей балансировки выполняют
иногда с центрирующим устройством того или иного типа.
На фиг. 4 показана конструкция дискового полукардана для
трехлапочной вилки без центрирующего устройства. В конструк-
ции, приведенной на фиг. 5, в качестве центрирующего устрой-
11

ства использован двухрядный сферический шариколодшипник,
установленный в гнезде фланца, прикрепленного к вилке.
Фиг. 4. Дисковый полукардан:
а — диск с вилкой в сборе; б — диск; 1 — вилка; 2 — болт;
3 — втулка; 4 — диск.
Яиск полукардана обычно представляет собою многослойну|о
(от 4 до 12 слоев) резина-тканевую конструкцию, армированную
присоединительными металлическими деталями. Необходимая мо-
Фиг. 5.
о — дисковый полукардан с центриружяим устройством; б — схема расположения петель из
троса для трехлапочной вилки', 1 и 8 — вилки; 2 — болт с конической цапфой; 3 — сферический
шарикододшиппик; 4 — опорная пластина; 5 — прорезиненная лента; б — металлическая втулка;
7 — шайба; 9 — диск; 10 — трос.
нолитность достигается вулканизацией под давлением в закрытой
пресс-форме. Для изготовления дисков применяются как прорези-
ненная ткань квадратного переплетения типа чефера, так и рези-
но-корднь~е слои.
12

При наложении последовательных слоев нити в слоях должны
быть направлены так, чтобы обеспечивалось наиболее рациональ-
ное восприятие нитями действующих усилий при сохранении не-
обходимой гибкости при деформации диска из плоскости. Обычно
это обеспечивается поворотом при сборке диска каждого после-
2~
дующего слоя ткани на угол —, где n — число слоев. При приме-
П
нении резино-кордных слоев элементы получаются более гибкими,
в меньшей степени подвержены износу и расслоению. Необходимо
обращать особое внимание на защиту нитей от воздействия внеш-
ней среды резинои, что существен~~о влияет на срок службы эле-
мента. Набухание нитей (особен-
но из вискозы ~и хлопчатника) под 1,?
воздействием атмосферной влаги
резко снижает их прочность.
Все металлические детали,
контактирующие с резиной, дол-
жны быть надежно провулкани-
зированы.
Применяемые в настоящее
время диски различаются диамет-
ром ~и толщиной (числом слоев
ткани).
При выборе типоразмера дис- Фиг. 6. Набор упругих дисков.
ка полезно иметь в виду следую-
щие качественные Сботношейия. При прочих постоянных парамет-
рах увеличение диаметра диска приводит к незначительному уве-
личению жесткости соединения при передаче крутящего момента
и увеличивает податливость при изгибе пропорционально квад-
рату диаметра. Увеличение толщины (числа слоев) диска пропор-
ционально увеличивает жесткость передачи крутящего момента,
при этом податливость при изгибе падает пропорционально кубу
толщины.
Срок службы диска в большой степени зависит от состояния
отверстий для соединительных болтов. При износе.или поврежде-
нии поверхностей отверстий диски быстро выходят из строя. Во
избежание быстрого износа отверстий необходимо, чтобы удель-
ное давление на опорную поверхность отверстия не превышало
определенной величины и равномерно распределялось по всей по-
верхности, для чего в отверстия вставляют металлические втулки 6
(фиг. 5). Кроме того, применение втулок регламентирует сжатие
диска гайкой при сборке соединения (см. фиг. 4, а), что весьма
важно, так как чрезмерное сжатие, так же как и недостаточныи
натяг, вызывает ускоренный износ дисков.
Под торцовые поверхности вилок и гаек установлены опорныс
пластины 4 со скругленными кромками, чтобы не повредить за-
щитный резиновый слой поверхности диска.
При применении набора более тонких дисков повышается упру-
гость шарнира. В этом случае между дисками 2 (фиг. 6) в ме-
13

Фиг. 7. Звенья звенчатого полукар-
дана.
1 —; 2 —; Я вЂ” ре-
зиновое покрытие; 4 — лента; 5 — резина;
б — опорная пластина.
стах отверстий под болты устанавливают прокладки 1 из резины
нли нроревияенной ткани.
Болты должны быть установлены в отверстия вилок без зазо-
ров, так .как- при наличии зазоров увеличиваются отверстия
в вилке и ускоряется износ дис-
5 6 ков. Рекомендуется применять
болты с посадкой на конус, как
это показано на фиг. 5.
Опорная поверхность вилки
должна обеспечивать возмож-
ность деформации диска при ~из-
менениях углов наклона валов
Иногда для этого под вилки уста
навливают шайбы 7 (фиг. 5).
При отсутствии шлицевого
компенсирующего устройства осе-
До .та/альцо& m
вое перемещение за счет упруго-
сти диска не должно превышать
0 5 — 1 0 мм (в зависимости от
размера диска).
~ля повышения прочности ди-
сков их иногда арми руют тро-
сом 10, как это показано HB
фиг. 5. В этом случае конструк-
ция приближается к конструкции
звена звенчатого полукардана.
Звенчатый полукардан. Полукардан состоит из отдельных
звеньев (фиг. 7), которые устанавливают на болты вилок Окруж-
ное усилие передается
тросом 1, опоясывающим
стальные втулки 2, по-
.-крытые слоем 8- из рези-
ны. Полость внутри коль-
ца троса заполнена рези-
цой 5, а трос-' защищен
лентой 4 из прорезинен-
ной ткани. С обеих сто-
рон звена в месте прохо-
да болтов расположены
фасонные металлические
опорные пластины.
На фиг. 8 показан об-
° э
щии Вид звенчатых кар фиг. g. Орущий вид двухзвеичатых полукар-
данов с двух- и трехла- данов.
ночными вилками. а — с двухлапочной вилкой; б — с трехлапочной вилкой.
Конструктивное их
различие состоит не только в количестве лап, но и в способе креп-
ления звеньев. На фиг. 8, а все звенья лежат в одной плоскости,

для чего каждая лапа вилки имеет по два отверстия для болтов.
На фиг. 8, б звенья располагаются в двух плоскостях и каждый
болт проходит через два звена.
~ля правильной работы шарнира, особенно при тяжелых и
длинных карда1нных валах, у которых оси смещаются уже под дей-
ствием собственного веса, рекомендуется применять центрирую-
щие устройства, которые особенно важны для валов, вращающихся
с большим числом оборотов.
в/
Фиг. 9. Возможные деформации упругих элементов полукарданов.
Полукарданы с предварительно напряженными элементами.
В этих полукарданах упругий элемент подвергается при установке
в соответствующие обоймы или на вилки и фланцы предваритель-
ной деформации, величина которой зависит от типоразмера кар-
дана.
Упругие элементы полукарданов изготовляют из резины в виде
втулок, фасонных пластин или сухарей. Наименование кардана
определяется формой упругого элемента.
1~арданы с упругими элементами за счет их деформации допу-
скают:
1. Угловое смещение а лап вилок в плоскости действия крутя-
щего момента (фиг. 9, а).
Слева на фиг. 9, а показано расположение цапф вилок при
передаче крутящего момента в направлении стреляи N, при-
чем зачерненные на фигуре цапфы связаны с ведущим ва-
лом.
2. Осевое смещение t вилки под действием силы Q
(фиг. 9, б).
3. Отклонение валов на угол ( (фиг. 9, в).
15

Фиг. 10. Полукарданы

4. Компенсацию несоосности s валов под действием силы Р
(фиг. 9, г}.
Допускаемые значения этих величин зависят от размеров уп-
ругих элементов, их геометрии и материала.
Полукарданы с резиновыми втулками. Упругими элементами
этих полукарданов являются резино-металлические втулки, анало-
Гичные втулкам, применяемым в качестве резино-металлических
шарниров (фиг. 10, а}.
г)
с резиновыми втулками.
17

Армирование резины 1 может осуществлятся как металличе-
скими втулками, так и сеткой, изготовленной из качественной
стальной проволоки.'
Втулки монтируют с предварительным натягом в гнезда штам-
пованной стальной обоймы, имеющей разъем в поперечной пло-
скости. Предварительный натяг осуществляется или в процессе
~изготовления втулки, или при 'сборке. Половинки обоймы 2 стя-
гивают болтами 6.
Для крепления полукардана к фланцу трансмиссии и к кар-
данному валу используют болты 3 и 4, проходящие через металли-
ческие втулки 5 с коническим торцом.
На базе одного типоразмера упругого элемента путем раз-
личного комбинирован~ия элементов в конструкции полукардана
можно получить ряд шарниров с различными жесткостными и си-
ловыми характеристиками.
На фиг. 10 приведены различные полукарданы с резиновыми
втулками фирмы Лайроб, отличающиеся один от другого числом
втулок и характером передачи крутящего момента. В конструк-
ции, приведенной на фиг. 10, а, применено четыре упругих эле-
мента, два из которых связаны с ведущим, а два с ведомым флан-
цами шарнира, т. е. крутящий момент передается двумя парал-
лельно установленными упругими элементами и двумя последова-
тельно включенными группами элементов. Иными словами,
в конструкции применена компоновка упругих элементов из двух
последовательных групп по два параллельно включенных элемента
в группе.
Hp&g ;: нагружен и, вызываю ем одинако ую деформа ию в
упругих элементов шарнира, параллельное их включение приводит
к сложению жесткостей элементов, а последовательное к сложе-
нию податливостей.
Полукардан, представленный на фиг. 10, г, содержит две по-
следовательно включенные группы, каждая из трех параллельно
установленных упругих элементов. При прочих равных условиях
жесткость при передаче крутящего момента его в 1,5 раза выше,
чем в конструкции, изображенной на фиг. 10, а.
Полукарданы, приведенные на фнг. 10,6, в и д, имеют соот-
ветственно четыре, три и шесть упругих элементов, включенных
параллельно в одной группе. Ведомый (или ведущий) фланец
вала жестко соединен с обоймой полукардана посредством бол-
тов 7, расположенных между втулками. Полукарданы, приведен-
ные на фиг. 10, а и г, могут передавать меньшие моменты, но до-
пускают большие углы между валами за счет их меньшей жестко-
сти. Полукарданы, приведенные на фиг. 10,6, в н д, обладают
большей угловой жесткостью, допускают меньшие углы между
валами, но рассчитаны на большие крутящие моменты при при-
мерно тех же габаритных размерах.
18
' Каталог фирмы Лайроб.

На фиг. 11 показана карданная передача с полукарданами
с резиновым,и втулками в сборе.
Величина передаваемого полукарданом крутящего момента
зависит не только от числа, метода соединения и размеров рези-
новых втулок, но и от характера передаваемого момента. При оТ-
сутствии пульсирующих нагр1'зок через полукардан можно пере-
дать значительно большие кр~.гящие моменты.
Фиг. 11. Карданная передача с полукарданами с резиновыми втулками.
Полукарданы с резиновыми втулками допускают не только
угловое, но и осевое смещение соединяемых ими валов и обла-
дают свойством снижать ударную нагрузку при резком измене-
нии крутящего момента и гасить крутильные колебания в транс-
миссии автомобиля.
Вследствие того, что полукарданы с резиновыми втулками до-
пускают осевые перемещения за счет деформации втулок, их уста-
навливают на карданные пе-
редачи без шлицевого соеди- ~4
нения на валу.
Одним из положительных
качеств этих полукарданов яв-
ляется то, что их не требуется
см азыв ать.
Качественная характеристи-
У
ка полукардана с резиновыми
р) б)
втулкам~и приведвна на фиг. 12.
На фиг. 12,а показана зависи-
мость ыежду крутящим момек-
том М, и углом закручивания вала а, а на фиг. 12, б — между
изгибающим моментом М„и углом наклона валов ",.
технические данные по полукарданам с резиновыми втулками
фирм Лайроб и Боге приведены в разделе «Карданные передачи».
Полукарданы с резиновыми сухарями. Полукарданы с предва-
рительно напряженными резин ~выми сухарями фирмы 10рид со-
стоят ,из двух металлических обойм,' двух фасонных двухплечих
лопастей (фиг. 13), выполненных как одно целое с валами или
с валом и фланцем, и четырех резиновых сухарей.
При сборке полукардана сухари закладывают в обоймы, кото-
рые оттягиваются болтами, пооходящими через сухари. В пере-
19

даче крутящего момента в одном направлении участвуют толь~о
два сухаря.
величина предварительной деформациями сухарей определяется
как их габаритными размерами, так и размерами обойм и лопа-
а)
Фиг. 13. Характеристика полукардана с резиновыми сухарями:
a — упругий элемент полукардана с сухарями; C& t; Ђ” зависимо ть ме ду угло ым смещен ем ва
и крутящим моментом полукардана с сухарями.
стей, причем сухарям придана такая форма, при которой выпучи-
вание резины будет минимальным. Предвар~ительное сжатие су-
харей устраняет взаимное перемеще-
ние на поверхностях соприкосновения
сухарей и лопастей.
Размеры и вес сухарей строго ре-
гламентированы. Сухари разбиты
весовые группы. На данную кардан-
ную передачу устанавливают сухари
только одной весовой группы.
Сухари являются сильно напря-
м~енными деталями, поэтому к их
материалу предъявляют высокие тре-
бования в части химического соста-
ва, твердости и режима вулканиза-
ции.
При центровке валов используют
шаровую опору обычного типа.
Полукарданы с сухарями допус-
кают длительную работу при углах
отклонения валов 3 — 4'. Максимально допустимый угол между
валами до 8'.
Характер зависимости между углом закручивания полукар-
дана и крутящим моментом показан на фиг. 3, б.
Карданы с сухарями также не требуется смазывать.
Увеличение угла отклонения валов полукардана с резиновым|и
сухарями может быть получено при изготовлении концов лопа-
стей цилиндрической формы и установке их в игольчатых под-
20

шипниках, зажатых между сухарями. В этом случае упругий эле-
мент разгружается от сдвига, вызванного угловым отклонением
валов, которое происходит за счет качания концов лопастей в под-
фиг. 15. Конструкция упругого элемента шестиугольной формы.
шипниках. Эти по.1укарданы допускают длительную работу при
смещении валов до 8' н максимальное отклонение валов
до 15'.
При применении игольчатых подшипников требуется обеспе-
чить их смазкой, которая должна быть защищена от вытекания и
попадания извне влаги и пыли.
21

Фиг. 16. Упругий элемент шестиугольной
формы с эллиптическими вкладышами.
Мх
Фиг. 17. Схема работы упругого эле-
мента шестиугольной формы.
Полукарданы с шестиугольными резиновыми элементами.
В этих полукарданах между ведущей и ведомой деталями уста-
новлен упругий элемент шестиугольной формы.
Внешний вид упругого элемента показан на фиг. 14, а кон-
струкция его на фиг. 15. Упругий элемент, .изготовленный из ре-
зины,,имеет круглое сечение
а~~ — (А — А).
d
В углах стыка сторон
к !
упругого элемента завулка-
.. ! ~ ) низи рованы металлические
пластины, образующие и
— средней части втулку (Б — Б)
.~~~' .
l
( — В).
Болты для крепления ви-
лок пропущены через втул-
ки, которые могут быть
8 стальными или из алюми-
ниевого сплава. Иногда, во
избежание проворачиван~ия
болтов, во втулки установ-
лены стальные эллиптические вкладыши (фиг. 16). Болты распо-
ложены по окружности, центр которой лежит на оси полукардана.
Это обеспечивает равномерную нагрузку на все грани упругого
элемента.
Упругий элемент монтируют на фланцы с предварительным
сжатием; элемент работает í а р астя жение и сжатие. Н аличие
предварительного сжатия п ри-
водит к тому, что до опреде- М„
ленной величины крутящего
момента стороны упругого эле-
мента, работающие на растя-
жение, разгружаются от уси-
лий, возникающих вследствие
предварительного сжатия.
При определенной величине
крутящего момента стороны а,,
упругого элемента, .работаю-
щие на растяжение, будут пол-
)
ностью разгружены от этих
усилий (фиг. 17, а). Таким об-
разом, при дальнейшем увели-
чении ~крутящего момента сто-
роны, работающие на растяжение, будут нагружены меньшими
силами, чем стороны, работающие на сжатие (фиг. 17, б).
В табл. 1 и 2 приведены основные данные по трансмиссиям не-
которых автомобилей с полукарданами с упругим элементом ше-
стиугольной формы.
22

Табл. 1 содержит основные данные по автомобилям, а табл. 2—
размеры упругих элементов и их рабочие параметры. Максималь-
ный крутящий момент, передаваемый упруГим элементом, опреде-
Таблица 1
бранные по автомобилям с полукарданами, имеющими упругий элемен т
шестиугольной формы
Двигатель
Автом обиль
Место установки
полукардана
х
А
й»
И
х
:Я а
4000
140
9,5
620
i'~ —— 4,423
4500
За коробкой пе-
редач. Один по-
лукардан
Изетта
1850
5000
1850
6
(Ч-об-
ра3ный
двига-
тель)
118
Лянчиа Ау-
релия (спор-
тивная)
4200
4.х = 461
710
2400
3280
35
мМосквич-
410
842
= 4,67
3а коробкой
передач. Один по-
лукардан и один
кардан с кресто-
виной
2700
3920
45 4
Самка
Аронд
лен как произведение максимального крутящего момента двига-
теля и наибольшего передаточного числа трансмиссии.
На фиг. 18 даны характеристики карданных передач с по-
лукарданами рассматриваемого типа для некоторых автомо-
билей.
23
о
С4
й:(
х
х
х
ы
о
т
х
С4
~~х
' 'с~
хо
хх
Ж ~
с1 о
а 3
о
оо
3
ох
й»
М
Х ен
7 3
6-
~Ъ
С4
М
Фм М
~ ~э
д М
х'
Я'
3 ь
хх
& mp
~а
Х °
р,о
ай
''~
М
х Я
х
е»
с
Я Q
д М
Л
о
о о
о,х
о~
~О
й»
о.
о х е
й»
vXg
Хеве
Р' И 3
о
х
о
~-е»г
йе со
й:( й~[
ел еэ
Q, C4
еа 4J
д И
э х
ом
хо
ло
N C4
М ~с
х
~о
й»
ох
Я ID
3
ф~ й»
х 0)
И
Ре Щ
: З
М еа
С3~
CO
д й:(
д C4q
ю л
ce &
3
х
Я
ее х ~
М
~ е~ о
Яо коробки пе-
редач. Один полу-
кардан на проме-
жуточном валу и
два на главном
валу. Валы с
центровкой
Между короб-
кой передач и раз-
даточной короб-
кой. Один полу-
кардан и один
кардан с кресто-
виной. Вал с цент-
ровкой

Яля выявления влияния твердости резины упругого элемента
на его конструктивные данные можно воспользоваться (твер-
дость по Шору указана на соответствующей кривой) графиками,
приведенными на фиг. 19. Графики относятся к упругому эле-
менту фирмы Готце, имеющему диаметр описанной окружности
В = 118 мм (см. фиг. 19), диаметр расположения болтов D=
=84 мм и толщину b =3/ мм. Максимальный крутящий момент,
передаваемый упругим элементом, установленным на автомобиле,
равен 800 кгсм, а максимальная твердость по Шору 70.
Таблица 2
данные по полукарданам с шестиугольными резиновыми элементами
(см. фиг. 16)
Твердость
по Шору
54 — 57
65 — 70
51 — 55
1 — 1,5
1 — 2
1 — 2

~к
кгм
20
1б
12
О
&l
юге
6' 12 16 el]'
Фиг. 18. Характеристики кар-
данных передач с полукарда-
нами с упругими элементами
шестиугольной формы автомо-
билей:
1 — Изота; 2 — Лянчиа Аурелия;
,3 — Симка Аронд; 4 — .Москвич-410".
О
Яка
80
О
Ркг
80
Фиг. 19. Упругий элемент фирмы
Готце и его характеристики.
4wt
25

Полные карданы
Существует сравнительно большое число различных конструк-
ций полных карданов, т. е. карданов, имеющих физические оси
качения, пересекающиеся в одном центре, и допускающих откло-
нение валов на значительные углы. В автостроении преимущест-
венное распространение имеют полные карданы g крестовинои,
применяемые для привода основных и вспомогательных механиз-
мов трансмиссий.
П ростые карда ны
71(есткие карданы с крестовиной. Основными деталями этих
карданов являются две вилки, крестовина, опоры для цапф кре-
стовины и уплотняющие устройства опор.
Форма вилок может быть разнообразной (с наконечником,
с фланцем и т. п.), но она не влияет на существо рабочего про-
цесса кардана.
Основное конструктивное различие в карданы с крестовиной
вносит выполнение опор цапф крестовины, для которых могут
быть использованы подшипники скольжения или качения.
В настоящее время для автомобильных трансмиссий не приме-
няют карданы с подшипниками скольжения, а для привода вспомо-
гательных механизмов они еще используются.
На фиг. 20 приведена конструкция кардана с подшипниками
скольжения (со втулками), использовавшегося для привода мас-
ляного насоса. Яля умвньшвния трения в цапфах крестовины
втулки стали заменять подшипниками качения. Однако шарико-
вые подшипники, вследствие сравнительно больших размеров по-
лучили весьма малое применение.
Использование игольчатых подшипников дало более положи-
тельные результаты благодаря следующим их преимуществам:
малым потерям на трение (к. п. д. 98 — 99О~О), ничтожному нагреву
и незначительной утечке смазки из-за колебаний давления и тем-
пературы. KpoMe;oro, запас смазки может быть значительно
мены~~~~~.,и периоды смазки более длительными.
В настоящее время наиболее широко применяются карданы
с установкой цапф крестовины на игольчатых подшипниках. На
фиг. 21 показана конструкция такого кардана, применяемого на
отечественных автомобилях.
Радиальные усилия в этих передачах воспринимаются наруж-
ными торцами крестовины 8, которые упираются в чашки 2. По-
ложение чашки фиксируется стопорным кольцом 5, которое также
нагружается радиальным усилием.
На фиг. 22 показана конструкция кардана, у которого стопор-
ное кольцо заменено накладкой 8. При передаче радиальных усилий
наружный торец крестовины 4 упираетсл в чашку 6, а чашка в на-
кладку 3.
В рассмотренных выше конструкциях карданов с крестовиной
иголки установлены без сепараторов и использованы вилки с не-
26

разборным~и гнездами. Вместе с тем, имеются конструкции вилок,
у которых гнездо под подшилHHlK состоит из двух половин или
представляет собою отдельную деталь.
На фиг. 23 приведена конструкция кардана с разъемными гнез-
дами у вилок 1. Гнезда под подшипники закрыты крышками ~,
Фиг. 20. Кардан с крестовиной нэ подшип-
никах скольжения:
1 — обойма сальника; 2 — крестовина; 3 — крышка
кардана; 4 — вилка; 5 — сальниковые кольца; 6—
втулка; 7 — стопорная шайба.
притягиваемыми болтами (наподобие
крышек подшипников) . Радиальные
усилия воспринимаются торцами кре-
стовины 2, буртиками чашки 3 и пере-
даются на вилку 1 и крышку 4. В силь-
яо нагруженных карданах цапфы кре-
стовины у их основания делают ко-
нической формы (как это показано
на фиг. 23), а иголки помещают в
сепаратор 5, препятствующий их пе-
рекосу.
~о съемными гнездами длЯ цап'Р Фиг 21 Ка дан с крестовиной
крестовины выполняют карданы, пока- „а „„о„,ча„,х
ванные на фиг. 24, а. Вилка у этих с фиксацией чашки стопорныч
карданов имеет фланец со срезанными
боками (фиг. 24, б). Гнездо снабжено
ВЫСТУПОМ, KOTOPbIH ВХОДИТ В ПаЗ ВИЛ- нРк; 5 — стопорное кольцо; б — уплот-
ки. Получается своего рода шпоноч-
ное соединение, служащее для передачи крутящего момента. На-
ружная цилиндрическая поверхность гнезда центрируется по
пояску вилки, гнездо закреплено двумя болтами.
В рассмотренных карданах с крестовиной осевая компенсация
обеспечивается наличием шлицевого соединения на карданном валу.
27

Сведения о размерах карданов с крестовиной приведены в раз-
деле «Карданные передач~и». бранные по металлам и термообра-
ботке деталей карданов с крестовиной на игольчатых подшипниках,
применяемых на авто-
енно-
риве-
ой на
фикса-
цией чашки стопорной планкой:
1 — вилка с фланцем; 2 — вилка; Я вЂ” накладка; 4 — крестовина; о — игольчатый цодшипник;
6 — чашка; 7 — уплотнение.
Карданы с крестовиной на резиновых втулках. В последнее
время появились карданы с крестовиной на резиновых втулках, ко-
торые при соответствую-
5 щей жесткости кардана
дают возможность суще-
ственно изменить колеба-
тельные характеристики
~/ трансмиссии в целом,
Ф обеспечив защиту от воз-
можных резонансных яв-
лений в ра~бочей области.
/ K цапфам крестовины
I (фиг. 25, а) кардана
привулканизированы ко-
нические резиновые втул-
ки 2, заключенные в тон-
кую металлическую обой-
му 3. Втулки и обоймы
имеют продольную про-
резь шириною 1. Крестовина прикргплена к вилкам с помощью
БМразных хомутов 4 (фиг. 25,6), проходящих через отверстия
Фиг. 23. Кардан с разъемными гнездами у ви-
лок:
1 — вилка; 2 — крестовина; 3 — чашка; 4 — крышка;
5 — сепаратор игольчатого подшипника.
28

вилок 5 и б. При стягивании хомутами втулки получают предвари-
тельно натяг, который лимитируется величиной зазора.
фиг. 24. Кардан со съемными гнездами.
На фиг. 25, б показан кардан в сборе. Кардан допускает максы-
мальный угол наклона валов за счет упругих свойств резины до
Фиг. 25. Кардан с крестовиной
на резиновых втулках.
k5'. Осевая компенсация в карданных передачах с такими карда-
нами обеспечивается шлицевым соединением.
Универсальные карданы
K универсальным карданам относятся карданы. конструкция
которых допускает относительное осевое перемещение карданного
вала. Такие карданы, выполняемые обычно по типу карданов с ко-
локолом, применялись в более ранних конструкциях автомобиль-
ных трансмиссий и в некоторых случаях сохранились еще в при-
воде полуосей при независимой подвеске колес.
На фиг. 26 приведена конструкция универсального кардана
с шариками. На ведущем валу 1 установлена крышка с фланцем 2,

к которой прикреплена обойма 3, с направляющими пазами. Ве-
домый вал б заканчивается сферой, через центральное отверстие
Фиг. 26. Универсальный кардан с шарикамк.
которой проходит палец. На выступающие из сферы концы пальца
надеты шарики 4. Пружина 7 оказывает сопротивление осевым пе-
Фиг. 27. Универсальный кардан в приводе полуосей ведущего моста.
ремещениям ведущего вала. Защитная манжета 5 препятствует
вытеканию смазки и попаданию пыли и влаги.

На фиг. 27, б показана конструкщия универсального кардана ',
рекомендуемого для привода полуосей ведущего моста, а на
фиг. 27, а схема его установки. Колесо 1 установлено на полуоси ~
и через кардан 3 связано с полуосевой шестерней дифферен-
циала, помещенной в картере 5, который закреплен на раме 4. По-
луось опирается на подшипник реактивной штанги б.
Качания колеса относительно центра 0 вызывают осевые пере-
мещения полуоси внутри кардана, которые ~использованы для соз-
дания сопротивлений подъему или опусканию колеса.
Г 3 4 5 6
Фиг. 28. Универсальный кардан синхронного типа.
Колокол 7 шлицевым концом надет на шлицы валика полуоси.
Внутри колокола имеются продольные пазы, расположенные под
углом, как это показано на фиг 27, в. Ось 00 горизонтальна.
ось АА принадлежит верхнему пазу, показанному условно, а ось |й~
нижнему пазу. Профиль пазов виден на фиг. 27, г. На конце полу-
оси 2 имеются шлицы, на которые посажена ступица 10 с двумя
цапфами под игольчатые подшипники 8, наружные поверхности
обойм которых сферические. Сферический сухарь 9, запрессован-
ный в торцы цапф, входит в пазы стакана. Штрих-пунктирными
линиями показаны два крайних положения полуоси.
При осевых перемещениях полуоси вследствие расположения
пазов под углом она несколько поворачивается, при этом возни-
кают силы сопротивления, которые препятствуют подъему или
опусканию колеса.
дальнейшее развитие конструкции кардана с колоколом на-
правлено на то, чтобы сделать его синхронным. На фиг. 28 пока-
' Английский патент ¹ 2898750 от 11 августа 1959 г.

вана конструкция по патенту США № 2.917.911 класс 64-21. Для
получения синхронности передачи между крестовиной 5
(фиг. 28, a) и ведомым валом 1 введен делительный механизм су-
харного типа, состоящий из двух фасонных сухарей 3 и б и шаро-
вого пальца 9.
При отклонении одного вала относительно другого делительный
механизм устанавливает центр кардана О в биссекторной плоско-
сти, перпендикулярной к плоскости валов, причем ведомые эле-
менты кардана располагаются симметрично относительно биссек-
торной плоскости.
Фланец 8 имеет выступы, которые входят в пазы колокола 2 и
служат для передачи крутящего момента. Фланец притянут к ко-
локолу гайкой 7. Колокол вместе с фланцем надет на конец выход-
кого вала трансмиссии. Колокол ~имеет продольные сквозные пазы,
в которые входят обоймы 4 игольчатых подшипников цапф кресто-
зины 5.
На другие две цапфы надета вилка карданного вала
(фиг. 28,б), которая может качаться на игольчатых подшипниках.
На фиг. 28, в показан делительный механизм, установленный на
крестовине, л~ишенной игольчатых подшипников. Сухарь 3, наде-
тый на шаровой палец 9, вставленный в отверстие вала 1, упи-
рается в наружную обойму игольчатого подшипника. Сухарь 'б
имеет цапфу, которая проходит через центральное отверстие кре-
стовины и своим ласточкиным хвостом входит в соответствующее
-гнездо сухаря 3. Таким образом, делительный механизм ~и кресто-
вина представляют собою как бы одно целое, надетое на шаровой
палец ведомого вала. Со стороны ведомого вала внутренняя по-
лость колокола закрыта резиновой манжетой 10.
СИНХРОННЫЕ КАРДАНЫ
К синхронным карданам, используемым главным образом для
привода управляемых и ведущей осей, относятся карданы, обес-
печивающие равные скорости вращения ведущего и ведомого ва-
лов. Равные скорости вращения ведущего и ведомого валов могут
быть получены ил~и путем спаривания двух асинхронных карда-
нов, образующих сдвоенный кардан, или создания специальных
конструкций карданов.
Кроме сдвоенных карданов было разработано значительное
число различных конструкций, обеспечивающих постоянную угло-
вую скорость вращения валов. К этим конструкциям относятся
синхронные карданы паводкового типа, а также асинхронные кар-
даны, включающие корректирующее устройство для превращения
переменной скорости в постоянную. Из-за значительной сложно-
сти конструкции последние в автостроении не применяются. Ис-
ключение составляет кардан Рзеппа.
Для обеспечения синхронности карданы паводкового типа дол-
кны удовлетворять следующим требованиям: ведущие и ведомые

детали должны быть расположены симметрично относительно
третьего элемента, средняя плоскость которого должна проходить
через центр кардана, быть перпендикулярной кобщей плоскости
валов и делить угол между валами пополам. К карданам этого
типа относятся: сухарные карданы (Тракта и Харингтон) и шари-
ковые (Вейс) .
Фиг. 29. Схема сдвоенного кардан а
с двумя центрами качания:
1, 2, 4 и 5 —; 3 — карданный вал или про-
межуточное звено.
Фиг. 30. Схема сдвоенного кар-
дана с одним центром качания:
1 и 5 — вилки; 2 и 3 — кольца (кресто-
вины); 4 — палец.
Длина вала 3 в сдвоенном кардане с одним центром качания
доводится до нуля, а в кардане с двумя центрами качания де-
лается минимальной или вал заменяется промежуточным звеном.
На фиг. 30 дана принципиальная схема сдвоенного кардана
с одним центром качания. В гнезда вилки 1 установлены шипы
кольца 2, выполняющего роль крестовины. Вилка 5 имеет шипы,
которые входят в гнезда кольца 3, наружный диаметр которого
меньше внутреннего диаметра кольца 2. Палец 4 соединяет ме-
жду собой кольца 2 и 3. Оси шипов пересекаются в центре О кар-
дана. Палец, соединяющий оба кольца, проходит через центр кар-
дана и перпендикулярен плоскости расположения шипов.
Конструкция сдвоенного кардана, у которого вал, соединяю-
щий вилки, доведен до минимума (практически отсутствует) при-
ведена на фиг. 31.
Сдвоенные карданы с премежуточным звеном различаются ме-
жду собой конструктивным выполнением отдельных деталей, ха-
рактерным для одинарных карданов, и наличием или отсутствием
центрирующего устройства.
Зак. 2/847
Сдвоенные карданы
Сдвоенные карданы создают на базе жестких карданов с кре-
'стов и н ой.
Конструктивно это возможно потому, что элементы двух кар-
данов соединяются между собой определенным образом, при
этом может быть получен сдвоенный кардан с одним ил|и двумя
центрами качания.
Однако независимо от того, будет ли один или два центра ка-
чания для получения синхронности, необходимо, чтобы сдвоенные
карданы удовлетворяли следующим
требованиям: вилки 2 и 4 (фиг. 29)
лежали в одной плоскости и - углы
",, и т2 были равны.

Н а фиг. 32, а и б приведены конструкции сдвоенных карданов
с промежуточным звеном 3, представляющим собой кольцо
с двумя боковыми фланцами с каждой стороны, в которые входят
крестовины 1 и 2. опирающиеся на игольчатые подшипники.
На фиг. 33 показана конструкция сдвоенного кардана с цент-
рирующим устройством. Крестовины сделаны составными, две их
цапфы замененены пальцами 2, которые проходят через проушины
валов 1 и 4. Цапфы крестови-
ны и пальцы установлены на
игольчатых подшипниках 3.
Центрирующее устройство со-
стоит из сферического сухаря 7,
надетого на конец вала 4, л
сферической обоймы 6, уста-
новленной в фасонном конце
вала 1. Центрирующее уст-
ройство защищено от пыли и а)
влаги резиновой оболочкой 5.
3
Необходимость иметь защит-
ную оболочку, которая сравни-
тельно легко -может быть по-
вреждена в эксплуатации, яв-
Фиг. 31. Сдвоенный кар-
~ан с минимальным по
длине валом.
Фиг. 32. Сдвоенный кардан с проме-
жуточным звеном:
1 и 2 — крестовины; Я вЂ” -промежуточное
эвеыо.
ляется недостатком этих карданов, так как при повреждении обо-
лочки выходит из строя не только центрирующее устройство, но и
кардан, а работа по смене защитной оболочки трудоемка
Я.
а разрезе по АА показана установка пальца 2 и вскрыты ка-
налы для смазки.
На фиг. 34
фиг. 34 показано взаимное расположение деталей сдво-
енного кардана с центрирующим устройством при некотором угле
между валами. Конструкция сдвоенного кардана со съемными
гнездами под подшипники приведена на фиг. 35.
Центрирующее устройство представляет собой дополнительный
механизм, который устанавливают при необходимости. В вилку 1
запрессована цапфа 2, на конец которой надет сухарь 3 со сфери-
ческой наружной поверхностью, которая входит в цилиндрическое
отверстие цапфы 4. Опорой цапфы 4 служ~ит гнездо 6, запрессо-
ванное в вилку 6.

35

Защитное устройство сферического типа выполнено в виде ме-
таллического кожуха 7, сферический раструб которого надет на
сферический конец цапфы 4. Кожух 7 поджимается пружиной 8.
Сведения по типоразмерам сдвоенных карданов с крестовиной
приведены в разделе «Карданные передачи».
Конструктивные особенности сдвоенных карданов состоят
в том, что вилки карданов представляют одно целое с валами (по.
луосями). Фирма GWH обычно изготовляет валы из следующих
металлов: 42 Cr V6, 41 Cr 4 (по DIN) с пределом прочности после
улучшения 100 — 120 кг/л~м' или 20 Мп Cr 5. В последнем случае
опорные шейки цементуют. Для остальных деталей используются
те же металлы, что и для обычных карданов с крестовиной.
Сухарные карданы
Конструкция кардана приведена на фиг. 36. Валы заканчи.
ваются вилками 1 и 6, которые входят в соответствующие канавки
3 ~ 5 6
Фиг. 36. Сухарный кардан Тракта:
1 и 6 — валы с валиками,' 2 и 4 — сухари; 3 — шип; 5 — паз.
Фиг. 37. Общий вид и детали сухарного
кардана Тракта.
36
в сухарях 2 и 4. Один из сухарей имеет шип 8, а другой паз Б,
в который входит шип. При этом плоскости шипа и паза перпен-
дикулярны плоскостям канавок сухарей и вилкам валов. Этот
кардан допускает угол
между валами до 50'. На
фиг. 37 показан кардан в
сборе и отдельные его
детали.
С технологической точки
зрения сухарные карданы
обладают тем преимущест-
вом, что для их производ-
ства почти не требуется спе-
циального оборудования.
Отдельные детали карданов
невзаимозаменяемы, пото-
му карданы поставляют
только в сборе.

Шариковые карданы
Карданы Вейса и Рзеппа основаны на принципе деления угла,
составляемого валами, биссекторной плоскостью, в которой рас-
положены точки контакта деталей, передающих усилие от одного
вала другаму.
Кардан Вейса. Конструкция кардана приведена на фиг. 38.
Валы 1 и 4 заканчиваются вилками, в каждой из которых во
взаимно-перпендикулярных плоскостях сделаны четыре канавки.
Фиг. 38. Шариковый кардан Вейс:
1 и 4 — валы с вилками; 2 и 5 — канавки; 3 — шарик; . — центральный шарик; 6 и 8 — траек-
тории движения шариков.
В каждой канавке между вилками расположено по одному ша-
рику 8. В передаче усилия в соответствующем направлении уча-
ствуют только два шарика. LIevxpet 0~ и 0~ канавок радиуса g сме-
щены относительно центра кардана 0 на величину а.
Траектория движения шариков представляет собой окруж-
ность. Так как даже небольшое осевое смещение одной вилки от-
носительно другой вызывает резкое изменение траектории движе-
ния шариков, то вилки кардана должны быть зафиксированы одна
относительно другой от осевого перемещения. Это достигаетс&g
установкой центрального шарика 7, сидящего на оси. Кардан мо-
жет работать при углах между валам~и до 40'.
В первоначальной конструкции кардан Вейса выполнялс»
с прямолинейными канавками и допускал угол отклонения валов
до 20'.
Оба вала должны быть установлены в подшипниках, способ-
ных воспринимать радиальные и осевые усилия. При g~ñòàíîBêå
валов на подшипниках скольжения (втулках) средний шарик
можно нагружать некоторым осевым усилием.
Осевые усилия сравнительно большой величины восприни-
маются буртиками вилок.
В производстве эти карданы более сложны, чем сухарные кар-
даны Тракта и требуют специального оборудования.
37

Кардан собирается с предварительным натягом, которыи за-
висит от типоразмера кардана. Для получения предварительного
натяга, контролируемого моментом, потребным для поворота од-
ного кулака относительно другого, шарики по диаметру разби-
вают на несколько групп и под~нрают в соответствии с разме-
рами вилок.
3(арданы Рзеппа. Карданы изготовляют двух типов: дискового
и колоколообразного. Имея взаимозаменяемые внутренние детали,
1 2 карданы отличаются фор-
мой наружной обоймы
устройством уплотнения.
5 На фиг. 39 приведена
b' конструкция дискового кар-
дана. Наружная обойма
цилиндрической формы име-
''
ет шесть внутренних мери-
, ';, диональных канавок (для
шариков 2), размещенных
/ в сепараторе 3. Внутренняя
обойма 4 снабжена наруж-
д ными канавками и шлице-
вым отверстием для вала,
7 который удерживается сто-
Фиг. 39. Дисковый кардан Рзеппа: парным кольцом 5. Шесть
1 — наружная обойма; 2 — шарик; 3 — сепаратор; СКВОЗНЫХ ОтВЕрСтИй В На-
4 —; 5 —; 6—
т,в Д~ %9
фланец; 7 — крышка; 8 — резиновая манжета. РУЖНОИ ОООИМЕ ПОЗВОЛЯЮТ
крепить к ней с одной сто-
роны фланец б с наружными шлицами, с другой крышку 7. Масло-
стойкая резиновая манжета 8, допускающая отклонение валов,
а иногда и лабиринтовые канавки создают необходимое уплотне-
ние. Дисковые карданы допускают угол отклонения валов до 15'.
Манжеты должны допускать несколько больший угол отклонения
валов (примерно до 18 ).
Хорошая центровка деталей кардана дает возможность при-
менять их для трансмиссий, в которых недопустимо возникнове
ние вибраций.
В первых конструкциях дисковых карданов канавки для
шариков делались концентричными, но наличие сепаратора не
позволяло шарикам перемещаться независимо один от дру-
гого.
В настоящее время канавки делаются не с одним, а с двумя
симметрично расположеннымц центрами. В результате этого ка.
навки сходятся к одной стороне кардана, устанавливая шарикл
с помощью только сепаратора в положение, обеспечивающее син-
хронность.
Колоколообразные кардапы в первоначальном конструктив-
ном выполнении имели концептричные канавки для шариков, что
при больших углах отклонения валов не обеспечивало синхрон-

ности (см. стр. 96). Этот дефект в известной мере был устранен
в последующих конструкциях карданов со смещенными центрами
канавок и делительным механизмом.
Колоколообразные карданы (фиг. 40) имеют фасонную на-
ружную обойму 1, состоящую из сферической части, открытой
с одной стороны, и хвостовика.
На наружной 1 и внутренней 5 обоймах сделано по шести ме-
ридиональных канавок, в которые входят шарики 4, заключен-
ные в сферический сепаратор 3. Плоскости, в которых распола-
гаются оси канавок, проходят через ось вала и обоймы. Так как
3 4
г
/ э
Фиг. 40. Колоколообразный кардан Рзеппа:
У вЂ” наружная обойма; 2 — делительный рычажок; 3 — сепаратор; 4 — шарик; 5 — внутренняя
обойма; б — вал, 7 — сепаратор.
при перекатывании шариков возможно их защемление в одних
канавках и выпадение из других, то для устранения этого явле-
ния и обеспечен~ия расположения центров шариков в одной пло-
скости (для получения синхронности) между обоймами был уста-
новлен сепаратор 7 с делительным рычажком 2 и сферической
опорной шайбой.
В передаче крутящего момента в обоих направлениях враще-
ния участвуют все шесть шариков. Кардан может воспринимать
осевые усилия в обоих направлен~иях. Только один вал (ведущий
или ведомый) требуют опоры. Собранный кардан представляет
собою законченный узел.
Максимальный (рабочий) угол отклонения валов 35', а шар-
нира до 37'.
Число шлицев на хвостовике вала должно быть кратным шести
(6, 12,или 18 шлицев) для того, чтобы расположить их симмет-
рично относительно шести канавок под шарики. Форма шлицев
может быть любой.
С технологической стороны карданы Рзеппа сложны, требуют
слециального оборудования и большого объема шлифовальньи
работ. Конструктивные данные по карданам приведены в
табл. 22
39

Фиг. 41. Шариковый кардан с малыми поте-
рями на трение:
1 — крышка; 2 — наружная обойма; 3 — шарик; 4 — фла-
нец; $ и 7 — направляющие кольца: б — внутренняя
обойма.
Повышение числа оборотов валов двигателей ~и трансмиссий
привело к развитию новых типов карданов, рассчитанных на пе-
редачу больших нагрузок при высоких числах оборотов.
Один из таких кар-
данов изображен на
5 фиг. 41.
I
Наружная обойма 2
' Т, '', цилиндрическая и внут-
ренняя обойма б сфери-
ческая имеют ряд пря-
— — У
мых канавок, в которых
расположены шарики 3.
Направляющие кольца 5
и 7 коническими поверх-
ностям.и опираются на
шарики, а внутренними
отверстиями — на сфери-
ческие выступы обоймы 6.
При отклонениях ва-
ла кольца перемещаютсл
в противоположных на-
правлениях и устанавливают ширики в биссекторной плоскости,
вследствие чего кардан работает синхронно.
Эти карданы обладают малым внутренним трением, их легко
сбалансировать и они могут работать при высоких числах обо-
ротов.
фиг. 42. Шариковый кардан в приводе полуосей при независимой подвеске колес.
Для высокооборотных установок эти карданы проектируются
для углов наклона валов 7 — 9'. Когда требуются меньшие скоро-
сти вращения, ко большие рабочие углы, угол наклона валов мо-
жет быть увеличен примерно до 12' за счет некоторых конструк-
тивных изменений в направляющих деталях.
На фиг. 42 показано использование кардана аналопичной кон-
струкции для привода полуосей при независимой подвеске колес.

Карданы установлены в картере главной передачи, причем на-
ружные обоймы изготовлены как одно целое C полуосевыми ше-
стернями. В этом случае обеспечивается максимальная длина
полуосей, что особенно важно при незавиоимои подвеске ведущих
колес, так как вследствие этого уменьшается угол наклона валов,
связываемых карданом.
Смазка
У карданов с крестовиной смазки требуют торцовые и наруж-
ные поверхности цапф, опирающиеся на втулки или игольчатые
подшипники. См аз-
ка подается к этим
местам по осевым и
радиальным кана-
5 лам, просверленным
в крестовине 1 (фиг.
43). Смазку запол-
Фиг. 43. Расположение каналов для смазки игольчатых
подшипников:
1 — крестовина; 2 — чашка; 3 — иголка; 4 — пресс-масленка;
5 — уплотнение; б — заглушка; 7 — карман для смазки.
Фиг. 44. Клапан (са-
пун).
@HF. 45. Схема смазки сдвоенных карданов.
н
яют через пресс-масленку 4, установленную в крестовине (в наи-
более доступном месте). Смазка подается в карман 7, закрытый
заглушкой 6. Чтоб ы
избежать выдавлива-
ния смазки воздухом
или парами масла, ус-
танавливают спеииаль-
3
ный клапан (сапун),
~ /
показанный на фиг. 44.
r 1---~
Схема смазки сдво-
енных карданов с цен-
трирующим уcTpQHcT-
вом изображена на
фиг. 45. Заполнение !
смазкой происходит че-
рез две пресс-маслен-
ки, п ротивоположи(.)
расположенных. Пода-
ча смазки через пресс-

масленку 1 показана сплошными линиями, а через пресс-мас-
ленку 2 — штриховыми. В центрирующее устройство смазка по-
дается по продольному каналу 3.
Для карданов с игольчатыми подшипниками требуется такая
смазка, которая предупреждает быстрый .износ подшипников и
шипов крестовин.
Для карданов отечественных автомобилей рекомендуется при-
менять как летом, так и зимой нигрол (применение солидола и
консистентных смазок запрещается) или не очень вязкое другое
трансмиссионное масло, TBK KBI вязкое масло может закупорить
узкие и длинные каналы. При незначительной вязкости масла по-
вышается его расход.
Масло должно быть нейтральным и не вызывать коррозии.
фирма 0%В рекомендует производить смазку карданов
рез 500 рабочих часов ~или примерно через 10 000 км пробега. Яля
автомобилей, работающих в тяжелых условиях, особенно, когда
возможно .попадание в карданы воды (например, при преодоле-
нии брода), смазка должна производиться более часто.
В зарубежной практике рекомендуется пользоваться маслами
по типу SAE 90 и SAE 140, имеющими вязкость по Энглеру при
99" С (21Т F) соответственно
в предел зх 2,249 — 3,467 и
3,467 — 5,707.
Масло SAE 90 рекомендует-
ся для карданов небольших
размеров, а масло SAE 140—
для больших размеров.
Яля удержания смазки ис-
пользуют уплотняющие (саль-
никовые) устройства.
Улотняющие устройства
Уплотняющее устройство
должно препятствовать выте-
Фиг. 46. Уплотнение из прессованной канию смазки, выдавливанию
пробки. ее наружу и попаданию
внутрь воды и пыли.
В карданах с крестовиной наиболее простым является уплот-
няющее устройство, представляющее собой кольцо 1 из прессо-
ванной пробки (фиг. 46), помещенное в обойму 2. Торец втулки д
упирается в пробковое кольцо, чем и достигается герметичность.
Такое же уплотняющее устройство с пробковым кольцом при-
меняют для крестовин на игольчатых подшипниках, в частности,
на отечественных автомобилях.
В последнее время распространяются уплотняющие устройства
с резиновыми манжетами вместо пробковых колец.
Конструкция такого уплотняющего устройства z двухворотни-
ковой резиновой манжетой приведена на фиг. 47. Тарелка 4 с за-

вором надета на цапфу крестовины 1. Манжета 3, установленная
в обойме 5, расположена под тарелкой. Яля удержания обоймы
в определенном положении края ее завальцованы в проточку
чашки подшипников. Пылезащитный металлический колпак 2 на-
прессован на нижний буртик цапфы большего диаметра. Верхний
к
Фиг. 47. Уплотняющее устройство z дву~-
воротниковой манжетой:
I — крестовина; 2 — пылезащитный колпак; 3 — ман-
жета; 4 — тарелка; 5 — обойма; б — чашка; 7—
иголка.
фиг. 48. Уплотняющее Устройство
на коническом основании цапфы.
воротник манжеты 8 препятствует вытеканию смазки оз гнезда
игольчатого подшипника, а нижний воротник защищает смазку
от попадания пыли и влаги извне.
Яля выпуска воздуха в процессе смазки предусмотрены спе-
циальные радиальные каналы, по которым воздух попадает
~ кольцевое пространство между воротникам~и, отжимает нижнии
фиг. 49. Уплотняющие устройства с масляными карманами различной формы.
край воротника и через пылезащитный колпак выходит наружу.
На фиг. 48 движение воздуха показано линиями со стрелками.
Через эти же каналы удаляется лишняя смазка, причем как
воздух, так и смазка выжимаются наружу только после полного
заполнения смазкой подшипника.
На фиг. 48 показано такое же уплотняющее устройство, уста-
новленное на коническом основании цапфы и не имеющее пылеза-
щитного колпака.
Манжеты изготовляют из синтетической резины, противостоя
шей действию низких ( — 35' С) и высоких (+85' C) темпера
тур, ~и маслостойкой.

В запатентованных конструкциях резиновых манжет преду-
сматриваются масляные карманы различной формы (фиг. 49) .
Карман заполняется маслом, которое защищает игольчатый под-
шипник от коррозии. Вследствие капиллярности между ворогни-
ком манжеты и стаканом в местг, где манжета с ним сопри-
касается, образуется масляная пленка, препятствующая прони-
кновению ~извне пыли и воды.
Манжету надевают с предварительным натягом. Карданы ста-
ким уплотняющим устройством хорошо работают в тяжелых экс-
плуатационных условиях.
КАРДАННЫЙ ВАЛ
Карданный вал является элементом карданной передачи. Он
используется для соединения между собой двух карданов или кар-
дана с одним из агрегатов трансмиссии.
Карданный вал, хотя и представляет собою самостоятельную
деталь, но тесно связан с кардан ами, особенно в тех случаях,
когда одна ~из деталей кардана, например вилка, одновременно
принадлежит валу и кардану.
Конструкция карданного вала в основном зависит от конструк-
ции карданов, с которыми он сочленяется (и это сказывается на
форме вилок, фланцев и хвостовиков), величины и стабильности
расстояния между центрамя карданов и нагрузочного режима, оп-
ределяющего размеры и формы деталей вала.
Карданный вал обычно состоит из нескольких отдельных ча-
стей: центральной части (собственно вала) и деталей для присое-
динения его к карданам или механизмам трансмиссии.
центральная часть карданного вала может быть сплошной или
трубчатой.
Сплошные валы применяются в основном для пр|ивода вспо-
могательных механизмов или при синхронных карданах, где они
выполняют функции полуосей.
Трубчатые валы, вследствие того, что они при меньшем весе,
чем сплошные, допускают передачу того же крутящего момента,
распространены более широко.
На фиг. 50 приведены наиболее простые конструкции трубча-
тых валов с разл~ичными хвостовиками для установки деталей.
Хвостовики имеют направляющую часть, которая входит в трубу
и приваривается к ней.
Карданный вал с фланцем и вилкой показан на фиг. 51. Воз-
можно изготовление вала с двумя вилками или фланцами.
Если фланец ~или вилка должны быть съемными, то кардан-
ный вал делается с коническим или шлицевым хвостовиком и
с резьбовым наконечником для крепления детали (фиг. 52).
Наиболее распространенная конструкция карданного вала
с осевой компенсацией приведена иа фиг. 53. Вал состоит из хво-
стовика 1 со шлицам~и, трубы 2 и вилки 3. Вилка 4 с внутрен-

фиг. 9). Трубчатые карданные валы с различными хвостовиками:
д — с коническими; б — с шлицевыми; в — с коническими и шлицевыми.
Фиг. 51. Карданный вал с фланцем и вилкой.
Фиг. 52. Карданный вал для съемных фланцев и вилок:
а — конический хвостовик; б — шлицевый хвостовик.
Фиг. 53. Карданный вал с осевой компенсацией:
1 — хвостовик; 2 — труба; 3 и 4 — вилки; $ — пресс-масленка.
45

ними шлицами относится к кардану. Смазка шлицевого соедине-
ния осуществляется через пресс-масленку б.
В некоторых случаях в приводе передних ведущих мостов при-
меняют упругие осевые компенсирующие устройства (фиг. 54),
у которых осевое перемещение вала вызывает сжатие пружины ~,
помещенной внутри защитной обоймы 2.
Фиг. 54. Упругое осевое компенсирующее устройство.
При открытых карданных передачах компенсирующие устрои-
ства подвержены значительному загрязнению, поэтому шлицевые
соединен~ия должны быть защищены от попадания пыли, воды и
грязи.
Наиболее простой способ защиты компенсирующего устройства.
от пыли и влаги — это применение войлочных или фетровых ко-
лец (см. фиг. 21).
4 5 Ю
Фиг. 55. Защитное устройство с металлической манжетой:
1 и 6 — войлочные кольца; 2 — отверстие для связи с атмосферой; 3 — обойма; 4 — гильза;
б — резиновое кольцо; 7 — вилка.
В тех случаях, когда возможно значительное загрязнение шли-.
цевого соединения, а следовательно, ~и повышенный износ его, ре-
комендуется ставить дополнительные резиновые гофрированные
манжеты или металлические защитные устройства.
Применение резиновой гофрированной манжеты было пока-
зано на фиг. 21. Конструкция металлического защитного устрой-
ства дана на фиг. 55. Последнее состоит из трубчатой металличе-
ской обоймы 3, войлочного кольца 1, заложенного в обойму и на-
детого на вилку 7, и удерживающего резинового кольца б, наде-
того с предварительным натягом на хвостовик карданного вала.
Кроме того, на конец вилки надета и завальцована гильза 4,
в которую заложено войлочное кольцо б для защиты шлицев.,Яля
связи с атмосферой предусмотрено отверстие 2.

По сравнению с гофрированными манжетами из резины или
кожи металлическое защитное устройство обладает тем преиму-
ществом, что при нем под влиянием центробежных сил смазка не
скапливагтся в одном месте и тем самым не нарушается ба-
лансировка вала. Кроме того, они обладает более высокой проч
н остью.
Напряженность на участках вала в условиях эксплуатации не-
одинакова, поэтому отдельпые детали изготовлены из различных
металлов.
Среднюю трубчатую часть вала обычно изготовляют из лен-
точной малоуглеродистой стали (сталь 10; 15 или 20), сваривае-
мой встык. Горьковский автозавод изготовляет карданные валы ~из
электросварных волоченных труб (сталь 15, ГОСТ 1050-57).
Яля изготовления наконечников в отечественном автостроении
используют обычно сталь 40.
пРОмежУтОчнАЯ ОПОРА КАРДАннОГО ВАЛА
Ялинные карданные валы, рассчитанные по определенному
крутящему моменту, могут выходить из строя из-за того, что их
критические числа оборотов будут ниже допустимых. 1~роме того„
при длинных валах усложняется удовлетворение некоторых тех-
нических требований. Поэтому возникает необходимость или
в увеличении размеров карданного вала, или в уменьшен|ии его
длины путем деления вала на две части и установки премежуточ-
ной опоры.
Промежуточные опоры устанавливают также на многопривод-
ных автомобилях (например 6V6), когда агрегаты трансмиссии
не могут быть соединены одним валом.
В легковых автомобилях промежуточные опоры карданных
валов используют не только для уменьшения длины вала, но к
для того, чтобы при его качании вал незначительно выходил,или
совсем не выходил за габарит рамы. Это позволяет снизить вы-
соту выступа в полу кузова, или совсем его ликвидировать.
Кроме того, при наличии промежуточнои опоры отпадает не-
обходимость делать большие отверстия в центральной части по-
перечины рамы для прохода карданного вала игл изгибать ее.
Для крепления опоры у двухосных автомобилей используют
одну из поперечин рамы. На трехосных автомобилях промежуточ-
ную опору устанавливают или на картере первого заднего моста
или на лонжероне рамы.
При установке промежуточной опоры на крестовине или попе-
речине рамы передний конец карданного вала соединен через кар-
дан со вторичным валом коробки передач или с валом раздаточ-
ной коробки, а задний конец расположен в подшипнике опоры,.
что приводит к трехшарнирной карданной передаче. В этом слу-
чае подшипник промежуточной опоры из-за применения упругой
подвески агрегатов силовой передачи должен обеспечивать незна-
чительное угловое покачивание кардаиного вала, что требуетпри-
4Т

менения самоустанавливающегося подшипника. В современных
конструкциях автомобилей самоустанавливающиеся шарикопод-
шипники заменены радиальными шар~икоподшипниками в резино-
вых обоймах, у которых угловые перемещения вала происходят
за счет упругих свойств резины (фиг. 56). Применение резиновых
обойм вполне допустимо, так как они воспринимают сравнительно
небольшие радиальные силы.
Осевое усилие, достигающее зна-
чительной величины, передается
через карданный вал и карданы
или на вторичный вал коробки
передач, или на вал раздаточ-
ной коробки.
На фиг. 56 показана проме-
жуточная опора карданного вала
с одним подшипником на упру-
гом основании. Шарикоподшип-
пик 1 закрытого типа надет на
хвоставик 2 карданного вала. Ре-
зиновая обойма 3 удерживается
на подшипнике с помощью бур-
тиков. Подшипник с резиновой
обоймой в сборе монтируют в
кронштейн 4 с предварительным
натягом. Пылезащитное устройство состоит из ряда лабиринтовых
втулок, надетых на хвостовик, вилку и на наружное кольцо шари-
коподшипника.
Фиг. 57. Низкочастотная промежу-
точная опора карданного вала.
фиг. 56. Промежуточная опора карданного вала с подшипником
на упругом основании:
,g — шарикоподшипник; 2 — хвостовик карданного вала; 3 — резиновая обойма; 4 — кронштейн.

ы
El
!
4~
ф ФФ
й
о
М
Ф" и«g
о
И а
й Ц
2"
й(
о ~
И g
к ~
Ф
,&gt '
о
~ И
о "'
Щ
CO
Ф4
Щ Е
2
О
Ы
о
Ж 'Ф
° а
М
Щ р;
И
Cd д
О. ~
Q O
М
О
Ф ~
Щ
° Ф
йф
О а
~Ъ CC
М'
О
я У~В
Е
М
3
щ О
С4
е.
е
С4
1
Itasca
4 Зак. 2/847
49

Конструкция аналогичной промежуточной опоры, но со значи-
тельно более толстым слоем резины, дана на фиг. 57. Опора га-
сит колебания низкой частоты.
Промежуточные опоры с двумя подшипникам~и (фиг. 58) уста-
навливают при значительных относительных перемещениях агре-
гатов трансмиссии, соединяемых карданным валом, или при не-
возможности соединить агрегаты одним валом (напр|имер для
привода второго заднего моста трехосного автомобиля 6 У 6
(фиг. 63)].
Иногда для промежуточной опоры используют конические ро-
ли КОпдшипники.
Осевые силы, возникающие в шлицевых соединениях с обеих
сторон опоры, достигают значительных величин и требуют надеж-
ного крепления опоры. В некоторых конструкциях такие опоры
устанавливают на центрирующих штифтах.
TGK как промежуточная опора находится под кузовом автомо-
биля, то надо обращать особое вн~имание на защиту подшипников
от проникновения влаги и грязи.
При установке подшипника на упругом основании защитное
устройство должно допускать перемещения подшипника, обеспе-
чивать сс;кранность смазки и гермепичность.
У промежуточных опор с двумя подшипниками используются
такие ие уплотнения, как у коробок передач, раздаточных коро-
бок и т. п. механизмов.
КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Принципиальные и конструктивные схемы
Под кардапной передачей понимается комплекс механизмов,
служащий для передачи крутящего момента без изменения его
величины от одного агрегата трансм~иссии к другому.
Как уже указывалось выше, карданные передачи используют
в автомобилях для связи двигателя с коробкой передач и ри ее
самостоятельной установке, для соединения коробки передач с раз-
даточной коробкой и последней с ведущими мостами (передними
а задними), для привода ведущих колес при независимой их под-
веске для привода ведущих и управляемых колес и для привода
вспомогательного или специального оборудования (лебедки, са-
мосвальные механизмы и т. п.).
Карданная передача постоянно работает при движении авто-
мобиля ~или включается временно.
Таким образом, на автомобиле может быть несколько само-
стоятельных карданных передач, работающих при различных на-
грузочных режимах и эксплуатационных условиях. Поэтому
невозможно установить единые требования для всех карданных
передач.
Общие требования, которые можно распростран~ить на все кар-
данные передачи, следующие: синхронность вращения вал(э
агрегатов, связанных карданной передачей (если это необходимо

по условиям работы); обеспечение минимально возможных углов
между валами с тем, чтобы иметь максимальный к.п.д.; рацио--
нальная унификация карданов и отдельных деталей (фланцев, ви-
лок и т. п.); обеспечение минимального момента инерции, мини-
мального дисбаланса (статическая и динамическая уравновешен-
ность передачи) и определенной податливости; воаможность
установки карданной передачи без демонтажа или частичной раз-
борки смежных агрегатов; легкость смазки и обслуживания.
Конструкция карданной передачи определяется используемым~
для ее компоновки механизмами (карданами, карданными валами'
и промежуточными опорами). Так как конструкции этих механиз-
мов были рассмотрены выше, поэтому ограничимся только рассмо-
трением наиболее типовых схем и конструкций карданных переда&
Имеются две принципиальные схемы карданных передач. При-
менение той или другой схемы зависит от принятого способа
передачи толкающих и скручивающих усилий от ведущего моста
на раму или несущий кузов автомобиля. При передаче усилии
с помощью реактивных труб или штанги обычно устанавли-
вают один кардан (фиг. 59, а). Если эти усилия воспринимаютсв.
деталями подвески или реактивными штангами, длина которых
значительно меньше длины карданного вала, то требуется уста-
новка двух карданов (фиг. 59, б). При этом в связи с тем, что
расстояние между центрами карданов во время движения автомо-
биля изменяется, должна быть предусмотрена возможность опре-
деленных осевых перемещений. Это достигается использованием
универсального кардана или карданного вала z осевой компенса-
цией в виде подвижного шлицевого соединения.
Для этих карданных передач обычно при~меняют карданы 1 и 2'
с крестовиной (фиг. 59, б).
При длинных валах или при невозможности установить вал ~ю
одному направлению используют промежуточные опоры, позволя~о-
щие один карданный вал заменить двумя карданными валами.
Кроме того, промежуточная опора может быть использована
для изменения габаритов отклонений карданного вала.
Установка проме>куточ ой оп ры треб ет увеличе ия чи ла к
данов. На фиг. 60 приведены две схемы карданных передач с про-
ме>куточн ми опора и. На ф г. 0 а показ на кардан ая перед
с промежуточной опорой и тремя карданами. Установка трех кар-
данов в данном случае возможна, так как валы расположень~
в одной плоскости, а подшипник промежуточной опоры, установ-
лецны~~ на упругом основании, допускает некоторые смещениж
вала.
На фиг. 60, б показана схема карданной передачи с >poare2
точной опорой, вал которой расположен на двух подшипниках.
В этом случае промежуточный карданный вал должен иметь два.
к1 рдана.
Кардан 1 (фиг. 60, а), работающий при малых углах между"
валами, может по конструкции отличаться от карданов 2 и 3

Фиг. 59. Схема карданной передачи двухосного -автомобиля
с одной ведущей осью.
Фиг. 60. Схема карданной передачи -с промежуточной опорой;
1 — 4 — карданы.
52

Например, он может быть сделан с упругим диском, тогда как
карданы 2 и 3 ставят обычно с крестовиной.
При схеме карданной передачи, показанной на фиг. 60, б, кар-
даны I и 2 по указанным выше соображениям могут отличаться
по конструкции от карданов 3 и 4, которые обычно ставят с кре-
СтОВинОЙ.
Использование в схемах (фиг. 60) двух различных конструктив-
ных типов карданов объясняется не только тем, что стоимость
карданов, работающих при меньших углах между валами, не-
сколько ниже, но и потому, что в этом случае могут быть исполь-
зованы карданы с упругими элементами.
Фиг. 61. Схема трансмиссии трехосного автомобиля с двумя ведущими осями.
У многоприводных автомобилей (4Х4, 6Х4, 6Х6 и т. п.) схема
карданной передачи значительно усложняется не только вследствие
общего увеличения числа ведущих осей, но и из-за необходимость
обеспечения в приводе ведущих и управляемых колес синхронности
их вращения.
На фиг. 61 приведены схемы трансмиссий автомобилей (6Х4).
На фиг. 61, а показана схема трансмиссии с индивидуальным при-
водом каждого заднего моста, а на фиг. 61, б — co сквозным при-
ВОДОМ МОСТОВ.
Хотя первая схема получается более сложной (большее число
карданов и наличие промежуточной опоры), но она имеет неко-
торые преимущества; при неисправности одной из карданных
передач ведущего моста работа другого моста не нарушается,
карданные передачи передают примерно одинаковые крутящие
моменты.
На фиг. 62 показана схема установки карда нных передач
в трансмиссии автомобиля ЯАЗ-210Г (6Х4).
У автомобилеи со всеми ведущими осями (4Х4 и 6X6) уста-
навливают еще карданные передачи для привода передней оси
(от раздаточной коробки к главной передаче передней оси) и для
привода ведущих и управляемых колес (фиг. 63).
Передачи для привода передних осей принципиально не отли-
чаются от карданных передач для привода задних осей.
53

На фиг. 63 показана установка карданных передач в трансмис-
сии трехосного автомобиля со всеми ведущими осями (6Х6).
Яля ведущей, но не управляемой оси при независимой подвеске
гакже приходится использовать карданный привод колес. Прин-
ципиальная схема такого привода показана на фиг. 64. При этом
картер главной передачи закреплен на поперечине рамы.
Карданные передачи для привода ведущих и управляемых ко-
иес должны обеспечивать синхронность вращения колес при
Фиг. 62. Схема установки карданных передач в трансмиссии автомобиля
Я АЗ-210Г:
2 — кэробка передач; 2 — раздаточная коробка; 3 — верхняя полка лонжерона; 4 — средний мост;
.Х вЂ” задний мост; б — основной промежуточный вал; 7 — вал среднего моста; 8 — промежуточный
вал заднего моста; 9 — полка лонжерона; 10 — вал заднего моста.
больших их угловых отклонениях. Принципиальные схемы этих
передач зависят также от типа подвески колес ведущей оси.
При зависимой подвеске колес достаточно одного синхронного
кардана (сдвоенного или специального) между колесом и главной
передачей, z и ри независимой подвеске необходимо иметь два
вардана.
Способ установки сдвоенного кардана в приводе передней оси
вакисит от общей конструкции привода и тех кинематических свя-
з~ которые существуют между отдельными деталями и механиз-
мами всего агрегата.
Яля неразрезных осей при зависимой подвеске колес, когда
отклонения карданного вала, связанного со ступицей колеса, про-
исходят в горизонтальной плоскости, каждый карданный вал дол-
жен быть установлен при отсутствии центрирующего устройства
в кардане на двух опорах (фиг. 65, а). Ось шкворня пересекает
лри этом ось валов в точке А, смещенной на величину у относи-
тельно центра кардана.
При наличии центрирующего устройства в кардане на двух
опорах устанавливают только вал, связанный со ступицей колеса
(фиг. 65,6).
Ось шкворня пересекает ось валов так же, как было указано
выше, причем в втой же точке А должен лежать центр О центри-
рующего устройства.

'X
о
О
О
й(
о
1
3
° °
Q, i»
о~
~о
о3
gg ю~'~
о&
4J
:~' В
о~
f Ю
Р
М~
~х
й
о ~~
о,
о
Ф
м
И
М '~'
QlCO
о Я
2 Ио
р у I
Х
Фи ()
>,
э ~о
Ж as
д~ СЮ
Р1 е~
З а.~~ о
Ю
u ~.Я
сс op~
О as
'3
CJ Г р
~~ ~О к(
о~э
X 4kô
К) И
О
~ ~О
OJ ~ р,
~~о
~О~Ф ~
Ое
Я 6) ~фф
О о~о
:~34 р
1'
О& t
~ ~:~о
Х й©4щ
3'
&
Д,.ОФ
о~~
el C4
:ц ~ops
АРВО
о~
~[ 4Ь Г
Ю Was
~д~ 1~~
Ю,~ с~ ~„
И a(2~
С) C4W
Я Ю И
о
Cg g aS
й:( ~)
д~ oas
~ Ф~[
~р С
фа
~ю
ф' Э Ю
~Я~ й~ я
~о
о~д
4~ о
а
е
о
i
~ъ
~1
as ~
Л
о о
М
i!
'ф
3+
:&g ;
сц Я
+ v
CL Я
Ю gg
С щ
Э
О
й
И М
cg д.~
г=( И
и
до©
Я Ф
О О
й
Cg
Ф щ
0 ""о
Ф
° юй~ ЙИ
(j) cL
И
'Я' й~[
55

Ж
й
й(
С4
Х
Ж
И
3
Ж
О
Б
v
О
tg
6
Ж
й(
И
CC
И
В:(
Ж
CD
CD
е
56

При разрезной оси схема привода колес меняется, так как
вал 1 сдвоенного кардана (фиг. 65, в) из-за прогиба упругого
элемента подвески будет перемещаться в вертикальной плоскости.
Такое перемещение потребует установки со стороны дифферен-
циала еще одного асинхронного кардана. На фиг. 65, в представ-
лена схема привода оси с независимой подвеской ведущих и управ-
ляемых колес на двух поперечных полуэллиптических рессорах.
Яля такой схемы привода должны быть использованы карданы
только с центрирующим устройством в кардане.
Как видно из фиг. 65; 8 две опоры установлены на карданном
валу, связанном со ступицей. Ось шкворня проходит также через
точку А.
В том случае, если центр центрирующего устройства смещен
на величину е относительно точки А (фиг. 65, г), для получения
синхронности карданный вал со стороны дифференциала должен
быть расположен под небольшим углом. Величина смещения е не
должна превышать половины расстояния между осью шипа кре-
стовины и центром кардана.
Необходимое при сдвоенных карданах осевое перемещение
одного из карданных валов обычно обеспечивается валом диффе-
ренциала, однако для схемы, приведенной на фиг. 65, и осевые
перемещения может совершать вал колеса при зафиксированном
от осевых перемещений вале дифференциала.
Во избежание поворота карданов на максимальный угол, допу-
стимый конструкцией (поворот до упора), необходимо ограничи-
вать поворот колес так, чтобы угол их поворота на 2 — 3' был
меньше максимального угла поворота кардана.
Установка в приводе передних осей специальных конструкций
сдвоенных карданов также зав~исит от типа подвески. При зависи-
мой подвеске колес достаточно иметь по одному кардану в приводе-
каждого колеса, а при независимой — по два кардана.
Привод колеса при независимой подвеске осуществляется
с использованием двух сухарных карданов тракта, помещенных
в сферические чашки, содержащие смазку. Наружная вилка кар-
дана имеет на конце шлицы, на которые монтируют фланец, пр~и-
крепленный к ступице. Крутящий момент передается через шлицы
и фланец на ступицу. От осевых перемещений вилку удерживает
центральный болт.
Внутренние вилки установлены в подшипниках, размещенных
в гнездах чашек. Левую вилку удерживает от осевых перемещен~ий
центральный болт, а правую — подшипник, внутреннее кольцо ко-
торого зафиксировано на вилке. Для осевых перемещений на пра-
вой вилке предусмотрены шлицы.
Конструкция передней оси с зависимой подвеской колес, при-
вод которых осуществляется двумя шариковыми карданами (по
одному кардану на колесо), показана на ф~иг. 66. Крутящий момент
передается на ступицу колеса с помощью фланца, установленного

на шлицах на наружной вилке и прикрепленного K ступице бол-
тами. Вилка опирается на втулку.
На конце вала внутренней вилки имеются шлицы, на которые
надета полуосевая шестерня. Кардан заключен в сферическую
чашку, служащую резервуаром для смазки. Осевые усилия вилок
а)
Фиг. 67. Ведущая передняя ось с шариковыми карданами и делительным
механизмом:
1 — корпус; 2 — обойма; 3 — эвездочка; 4 — шарики; 5 — сферическая
7 — рычажок.
чашка; б — пружина;
воспринимаются упорными шайбами и передаются на половинки
сферических чашек.
На фиг. 67, б показан привод колеса передней ведущей оси
с зависимой подвеской колес, в котором использованы шариковые
карданы и делительный механизм. Кардан помещен в сферической
чашке 5 (фиг. 67, а). На шлицевой конец наружной вилки надета
втулка с фланцем, которая пр~икреплена к ступице колеса.
Уплотияющие устройства. Карданы, используемые обычно для
привода ведущих осеА, размещены или в общем картере, Образую-
щем балку оси, или в отдельном картере.

На фиг. 68 показана установка сухарного кардана в ведущей
и управляемой оси автомобиля. Чулок картера заканчивается ша-
ровой чашкой 1, которая является опорой для колеса. Шаровая
чашка центрируется по шаро-
вой гайке 2 и шаровому коль-
цу 8. Уплотнение обеспечи-
/
вается кольцом 4, заложен-
ным в кольцевую канавку
гайки 2.
Уплотнение с резиновой
манжетой и войлочным пыле-
защитным кольцом, применен-
/
ное на ведущей и управляе-
г
мой оси с шариковыми карда- б~
нами, показано на фиг. 66. Во 1
избежание утечки смазки из
шаровой полости на полуоси
установлено уплотнение с ре-
I
зиновой манжетой. Пополне-
ние смазки происходит через
4
пресс-масленку.
В приводе ведущей оси
с независимой подвеской колес
использованы резиновые ман-
жеты, допускающие большие
угль1 качания полуосей. Пы-
лезащитное устройство приме-
нено общепринятого типа. Так
как карданы размещены вну-
три картера главной передачи,
то они смазываются так же,
г
как и прочие ее детали.
Фиг. 68. Сухарный кардан.
59
Гашение крутильных колебаний
Яля устранения вредных влияний крутильных колебаний в транс-
миссиях автомобилей в последнее время на карданных передачах
стали устанавливать упрупие муфты и гасители колебаний.
Как известно, резонансные явления при крутильных колеба-
ниях приводят к повышенным ударным действиям между деталями
трансмиссии, сопровождающимися стуками и шумом, а в некото-
рых случаях ~и к поломке отдельных деталей. Поэтому необходимо,
чтобы резонансные явления не возникали в диапазоне рабочего
режима трансмиссии.
1~онструкция карданной передачи с упругой муфтой фирмы
Дана-Спайсер приведена на фиг. 69. Такие муфты используются
в коротких и жестких карданных валах, например между двига-
телем и коробкой передач, или в автомобилях специального назна-
чения.

~Ь~ Ю
О
&
° В.
::
З
О
О
Ж
Ж
О
;й
~
ФД,"
И
Ж
Ю
О
В."
О
М
C)
[~

Kaz видно из фиг. 69, упругая муфта применена на карданной
передаче с двумя карданами с крестовиной. Вилка 1, имеющая
сланец, присоединяется к коробке передач или раздаточной ко-
робке. 1~ вилке 2 приварена труба 8, образующая наружную
обойму муфты. С торца наружная труба закрыта защитным ди-
ском 5. Внутренняя труба 6, являющаяся второй обоймой муфты,
приварена к шлицевой втулке 7. Между трубами с предваритель-
ным натягом вмонтирован упругий элемент 4 из резины.
Хвостовик 8 со и~лицами входит во втулку, обеспечивая тем
Фиг. 71. Гасители колебаний инерционного типа.
самым осевые перемещения. При передаче крутящего мо-
мента резиновый элемент, обладающий определенной упругостью
я внутренним трением, служит гасителем крутильных колебаний.
При применении таких карданных передач не только успешно
решается вопрос о гашении крутильных колебан~ий, но и увели-
чивается межремонтный пробег агрегатов трансмиссии.
1~роме этого, для гашения крутильных колебаний в трансмис-
сии применяют инерционный гаситель колебаний, устанавливае-
мый на карданной передаче. Такой гаситель колебаний фирмы
Металастик для легковых автомобилей монтируется на фланцы
вилок со стороны агрегатов трансмиссии. На фиг. 70 показана
установка двух инерционных гасителей колебаний на карданной
передаче между коробкой передач и главной передачей.
Гаситель колебаний (фиг. 71, а) состоит из внутреннего
кольца 1 с отверстиями для болтов или шпилек, резинового
кольца 2 с продолговатыми отверстиями, вследствие чего между
внутренним и наружным слоем резины образуются связывающие
их перемычки, и массивного наружного кольца 8, обладающего
61

соответствующим моментом инерции (гасители колебаний такого
типа применяются в двигателях). Резиновое кольцо привулкани-
зировано к металлическим кольцам по наружной и внутренней по-
верхностям.
Гаситель колебаний другого конструктивного типа приведен
на фиг. 71, б. Он отличается от гасителя предыдущего таила тем,
что упругий элемент выполнен в виде отдельных стандартных
1
блоков, которые прикреплены бол-
2 тами к наружному 8 и внутрен-
нему 1 кольцу.
Продолговатые пазы, прорезан-
ные для болтов внутреннего коль-
ца, обеспечивают монтаж послед-
него без снятия блоков.
Необходимый предварительный
натяг блоков получается за счет
разности между высотой блоков и
ф расстоянием между их опорными
Фиг. 72. Карданный вал с двум ч площадками н а кольцах.
упругими муфтами. Фирма GWB поставляет кардан-
ные валы с двумя упругими
муфтами (фиг. 72), которые рекомендуется применять при нали-
чии значительной степени неравномерности возмущающих крутя-
щих моментов (например на стендах для ~испытания двигателей
внутреннего сгорания, для привода нагнетатс ле~~, компрессоров
и т. п.). По конструкции упругий элемент подобен сайлентблоку
(фиг. 72). Элементы запрессованы в чашки 1 с фланцами 2, ко-
торыми они прикреплены к соответствующим фланцам выходных
валов. Одна из внутренних обойм 3 упругого элемента имеет
шлицы, что позволяет устанавливать муфту на шлицевой конец 4
вала. Данные по карданным валам g упругими муфтами GWB
приведены в табл. 26, а рекомендации по подбору валов в разделе
«Проектирование и расчет карданной передачи».
Конструктивные данные по карданным передачам
В настоящем разделе приведены основные конструктивные
данные по некоторым отдельным элементам полукарданов ~и кар-
данов и по карданным передачам в целом. (Размеры даны только
для справок, так как при переводе из дюймовых размеров в мет-
рические они были округлены).
Материалы по карданным передачам с полукарданами
(табл. 3 — 7) включают: данные по упругим дискам, по звеньям
для звенчатых полукарданов и по карданным передачам с резино-
выми втулками, ~изготовляемыми фирмами Боге и Лайроб. Пo по-
следним передачам, кроме табличных данных, приведены графики
(фиг. 73 и 74) зависимости между углом закручивания и крутя-
щим моментом и между осевым перемещен~ием и осевой нагруз-

кой для двух полукарданов с четырьмя втулками на каждом (по-
лукардан собран ив двух последовательных групп).
Цкг
ЗОО
f2
РОО
100
ВО О,кгм
оО
Z0
Фиг. 74. Зависимость между осе-
вым перемещением и осевой на-
грузкой для полукарданов фирмы
Лайроб.
Фиг. 73. Зависимость угла закручивания
от крутящего момента для полукарданов
Лайроб.
Таблица 3
Данные по резиновым дискам с металлическим тросом
для трехлапочиых вилок фирмы Юрид
диаметр диска в мм
Расстояние
между цент-
рами отверстий
(по хорде) Ь'
в мм
Диаметр рас-
положения
болтов D,
в мм
диаметр
отверстия
под болт
d,âìì
Крутящий
момент
в кгсм
Толщина
диска
в мм
внутренний
d
наружный
D
1800
3500
7000
10 500
14 000
21 000
29 000
40 000
60 000
129
145
171
192
221
240
268
268
365
34
36
48
62
70
87
93
95
115
22
26
30
33
33
37
37
37
42
45
5Э
60
70
80
90
1СО
110
130
90
100
120
140
160
180
200
220
260
10
12
16
18
20
22
24
24
40

Таблица 4
данные по звеньям для звенчатых полукарданов фирмы Юрид
Размеры в мм
Тип звена
Я,'
(не более)
d,
а,"'
а,*
~ а, — в свободном состоянии.
** а, — под нагрузкой.
l1 р H м е ч а н и е. Нагрузки на звенья могут быть определены из данных табл. 5.
Таблица 5
данные по звенчатым полукарданам фирмы Юрид, состоящим
из шести звеньев и двух трехлапочных вилок (см. фиг. 8, б)
.диаметр в мм
Максимально-
допустимый
крутящий мо-
мент
в кгм
Ширина 6о-
бышки вилки
в мм
Тип звена
Расположения
1)
отверстий Наружный )
Внутренний2)
1)
) диаметр описанной окружности, касательной к наружным элементам звена.
2)
) диаметр вписанной окружности, касательной к внутренним элементам звена.
1
II
Ш
Ша
IV
IVa
V
VII
VIII
1
ll
11!
Illa
IV
IVa
V
Vll
VIII
44,7
49,6
59,5
69,4
79,4
89,3
99,3
119,2
129,0
11,7
25,8
56,2
90
114,45
180
250,65
400
550
45
50
60
70
80
90
100
120
130
11
13
15
16,5
16,5
18,5
18,5
22
25,5
90
100
120
140
160
180
200
240
260
17
20
23,5
25,5
27,5
28,5
31,5
38
38
124
140
167
191
215
237
263
316
338
14
16
18
19
21
22
24
25
27
34
36
48
62
70
87
93
108
128
40
46
52
60
66
70
76
94
99
10
12
16
18
20
22
24
30
34
22
26
30
33
33
37
37
50
54

3
ж
& t;
ca©&g
ра ~~~~ ф~~
~!О~
CC
3
ВА
й
М
С4
о
ж
Вй(
!р С4
° 5
~ М
QP
й"
«! О
~ И
о
ВО С4
оф
С4
Зак. 2/847
3
43
Ж
63
й(
О
63
Х
В'В
Вф
О
И
О
й3
3
Ж
Ж
63
бГ~
сб(.- ФОС~сб(--00ФОО
&lt ОC б~ООс'Э!О ОC О
~ ~ ~ уб ~ С~ С1~
~ Fl сааб~)Щ СЬ
~ ~ с'б с~,') ~ф щ
Э' Ф Э' ФЭ Э ~У У ~
сб с~ сч сч сч сч сч сч сч сч
1 1 1 1 1 1 1 1 1 б
бО О бО О О О ВО О О О
С'б сО с~) ф вЯ cD CO C oO Ch
МИММИХММММ
З
о
В
С4
З
о
ж
С4
С4
И
М
v
:ь
Е
о
Вй(
М
о
3
gg~
С4
CC
:и
ж
к
Э °
Ц ~
go
щ
о:"
р С4
2

I Щ
+~o
~ Н
;,~о~
хоо~
~ОM Ф'ФоО C ~О <
ООО ООСЧСЧСЧО ОООО
M~ ~iОiО~О~ C
ХЗ&
s~Оад
и р: ~~ ~ М
М .О
т~що~
Zл ~оа
O
Ю i ~ p
~о&l
Я Яа,r.
й;[ юВ д
~~~ ~. о
этоьа
g & t;
м
Л
о
Л g
Ф\~
г ~ю
М g0
ьъ
С4
М
QP Cg
К Й
CO
CO CO
~#~
63
iо ~о
о":
О
В ~
Я C
63 И
~э
Вф Q,
~~ Ce
Х
Ю
ф: Ю
р й(
Б р
Ж ф;
О~
Ж 4)
X Ф
бЪ Я
~„йф
М
~у Ф
~р 4)
Q Q
Q е3а
' к
~ 4)
63
63
3 cl
Я О
р, й(
д. 4)
° 8 Фф
3 ~
Ж ф~~
63 р
63
О..~
Вф
~х
к~
О
& t
Q3
д 0
4) д
ц 4)
Ж~
63 ~)
~~~.'~~ ~ю~
Ф ~ОООО~ C~COО
~О~О с&am ; D Ф
СЧ СЧ сО сО сО сО ФФ ~О
A O O LO K N LO O O
О сОсОСЧ сОCDMCO~Ф'
СЧ СЧ СЧ сО с0 сО ~Ф ~Ф' ~О
оО СЧ СЧ 00 ОО Я оО Ф О
СЧ iО iО CO t O СЧ iО OO
° ~ ° СЧ СЧ СЧ СЧ
cQ ~ O t С4 с 3 ~О ~О
~ СЧ с0 ~О с'Э с0 CO CO ~Ф'
сО Ф iО оО О iО cO W
~ СЧ СЧ сО
ООООООООО
CO Ф О О ~О О О О О
осоО оО ~ с~ Сь Щ СЧ ~
СЧ сО ~Э' ( О~ с~ ~ ~у С~~
~ ~ СЧ сО
о й ~ ~ о Я о о Я
сО О о0 С.) ~О ~ ( сО (
СЧ сО сОЧР~ ~~ ~~у~
ф
° D ф~~
ф в с-е фф
~~~ч ~О
ф ч~~ н ф
д~ ~е л ч °
ХХХХХХХХХ
ОOOвОOООOО
LO C) &l ;О С W OO 7 О
Л
о
Л
о
0а
С4
М
Я
X
ж
3ЬЪ
Л
О
ж
° 4
й"
Л
С4
о
ж
5~
й
Щ
н
о
о
v
0
f
.'Я

Данные по карданным передачам с карданами с крестовиной
на игольчатых подшипниках фирм GWB, Фаббри и Клейн приве-
дены в табл. 8 — 20.
Кроме того, по этим передачам приведены сведения о фланцах
карданов и даны ~их присоединительные размеры.
Сведения по синхронным карданным передачам и карданам
помещены в табл. 21 и 22.
В табл. 21 приведены основные данные по карданам Вейс, из-
готовляемым по заказу различных автомобильных фирм, с учетом
конструктивных особенностей ведущих мостов. Поэтому из приве-
денных в табл. 21 размеров только размеры А и B являются стан-
дартными. Размеры шлицевых соеднений и
минимальный диаметр вала D& t; позвол
судить о соотношениях, которые суще-
ствуют между ними и передваемым макси-
мальным крутящим моментом. Что касается
размеров С1 и С2, то они не всегда равны
между собою.
Данные по карданным валам с упруги-
ми муфтами приведены в табл. 23 и 24.
Для присоединения карданной передачи
с крестовиной к соответствующим агрега-
Фиг. 75. Присоединитель-
там трансмиссии используют обычно втул-
ки с фланцами, устанавливаемые на шли- фирмы GWB.
цевые или шпоночные валы механизмов
трансмиссии.
Данные по присоединительным размерам карданных передач
фирмы GWB приведены в табл. 12.
Фирма GWB рекомендует при изготовлении втулок с фланцами
придерживаться следующих допусков по DIN.
Диаметр посадочного буртика Ш„(фиг. 75) изготовлять по
шестому классу точности (посадка h6) для карданных передач,
у которых число оборотов n) 3000 в минуту, и по седьмому классу
точности (посадка h7), если число оборотов карданной передачи
ниже 3000 в минуту.
Радиальное биение (фиг. 75) диаметра Ш„должно быть не
более 0,04 мм.
Торцовое биение фланца (фиг. 75) на диаметре, близком к ма-
ксимальному (отмечено стрелкой S), должно быть не более
0,04 мм.
Диаметр расположения отверстий выдерживать с допускам
+0,1 мм.
Диаметр отверстий под болты (применение прецизионных боч-
тов не рекомендуется) делать по двенадцатому классу точности
(посадка С12). Шаг по дуге окружности расположения болтов
выдерживать с допуском +0,05 мм.
При определении длины карданной передачи необходимо учи-
тывать наиболее распространенный случай монтажа, когда болты
67'

Данные по карданным
1
ы 'ф
îà~
И
е0 Ю Я
С Х еа
~~:И 1
Ов ~ x
Д~ ~Я 4-
C сь2
1
~им
~и~
ЗД
о
х~~
Pg c4Q
и( Е:
а.~о
Ж а.~3
Размеры
Момент
инерции
при длине
карданной
передачи
L =1000 мм
в кгсмсек'
P азрушаю-
щее значе-
ние крутя-
щего мо-
мента
в кгм
Макси-
мальный
допустимый
крутящий
момент
в кгм
Типораз-
мер кар-
данной
передачи')
А В)
22 58 47
28 65 52
35 75, 62
40 90' ,74,5
28Х1,5
32Х1,5
40Х1,5
') B числителе указан тип карданной передачи, а в знаменателе — ee размер.
~) диаметр расположения отверстий под болты на фланце.
') диаметр отверстия под болт.
° ) Число отверстий во фланце под болты.
~) диаметр шейки, типоразмер 173/3 имеет сквозные шлицы.
ПЗ/1
173/2
173/3
187/0
187/1
187/2
187/3
187/4
287/0
287/1
287/2
287/3
287/4
1350
2250
4000
6300
11200
20000
35500
63000
7550
13500
24000
42500
75000
4000
6800
12000
20000
36000
65000
112000
195000
23000
42000
76000
132000
230000
0,031
0,051
0,121
0,347
0,755
0,031
0,053
0,134
0,368
0,784
1,9
2,6
3,7
6,2
8
13,2
22
35
6,3
8,3
14
23
36,5
50 100, 84
60 jl20 101,5
80 150 130
100 180 155,5
40 90' 74,5
50 100 84
60 120 101,5
80',150 130
100 180 155,5
30
35
42
47
57
75
90
110
47
57
75
90
110
24
28
35
46
56
65
75
90
46
56
65
75
90
18
22
27
36
40
45
60
70
36
40
45
60
70

Таблица 8-
передачам фирмы GWB
В ММ
О P Я~
Р) К
U
Я р и м е ч а н и я: 1. Карданные передачи типа 173 используются для автомобилей малой мэ;ц-
вети, мотоциклов и для отбора мощности.
2.;Яанные для карданных передач типа 173 действительны при углах наклона валов не болеа15'.
При углах наклона валов 15 — 30' указанные в таблице величины должны быть снижены íà 20'. Яа-
ю~мальный угол наклона валов т =30'.
Для карданных передач типа 187 и 287 максимальный угол наклона валов у=15'. Возможно увеличе-
вие угла y ao 20'.
15+0.2
1 7+0,2
2+0,2
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
4
5,5
б
7
7
9
10
6
7
8
9
12
5
б
б
8
8
8
10
12
8
8
10
12
14
4
б
4
б
8
8
8
б
8
8
50
56
70
88
97
116
148
176
88
97
116
148
176
18Х15
22Х19
25Х22
If/ II
]з/"
]з/"
2"
Qf/ II
32
35
45
52
65
29
32
39
40
48
56
65
75
40
48
56
65
78
94
112
135
140
160
205
230
270
140
175
205
230
275
26
27
35
33
36
40
38
40
33
36
40
38
48
82
100
134
46
37
45
53
51
38
36
47
53
46
32
36
45
50
55
65
75
90
50
55
70
80
9)
28
32
40
50
50
69
70
90
50
50
70
80
100
38
45
51
59
65
75
82
102
59
65
75
82
102
25
30
34
40
43
56
65
80
40
45
56
65
80
74
76
86
94
106
74
76
86
94
110
14
18
81
93
110
140
170
81
93
110
140
170

7аблица 5
Данные по карданным передачам малой длины фирмы
о
~\ Ю
о
о~
Cg CI3
Дли-
Вес на
вкг вмм
Дли-
на Вес
в мм вкг
Длина
в мм
Вес
в кг
Вес
в кг
Длина
в мм
в кг
в мм
Тип
карданной
передачи
лЗ йЗ ~з
L
а2
а1
G,
L6 ~6
L,
~ Размеры L+1. L~2 и Ьдд — максимальные перемещения вала по шлицам.
П р и м е ч а н и я: 1. Другие технические данные и размеры см. в табл. 8.
2. Для размеров 4 (см. сноску 1 к табл. 8) при необходимости осевое смещение делается
вне карданной передачи.
3. Максимальная длина карданной передачи для размеров 1,2 и 3 (см. сноску 1 к табл. 8)
равна Е+Е~
4. Размер а — максимальное смещение оси, определяется из выражения а(Е,— 2~К) tg y.
70
ПЗ/1
173/2
пз/з
187/0
187/1
187/2
187/3
187/4
287/0
287/1
287/2
287/3
287/4
29
32
39
40
48
56
65
75
40
48
56
65
78
195
220
270
285
320
400
445
530
285
335
400
445
530
22
28
35
40
45
65
80
100
55
65
80
100
1,7
1,95
2,8
4,5
5,5
10,0
20,5
28,5
4,5
5,5
10,0
20,5
28,5
250
265
290
365
400
480
265
300
365
400
480
20
20
20
30
35
50
20
25
30
35
50
2,5
4,0
5,0
9,0
18,5
25,5
4,0
5,0
9,0
18,5
25,5
240 15
265 20
325 20
360 25
440 30
240 20
280 20
325 20
360 30
440 30
3,8
4,7
8,5
17,5
24,5
3,8
4,7
8,5
17,5
24,5
116
128
156
160
192
224
260
300
160
192
224
260
312
1,15
1,4
1,7
3,5
4,5
7,5
13,5
22,5
3,5
4,5
7,5
13,5
22,5
100
120
140
135
160
200
225
260
135
160
200
225
266
0,95
1,2
1,6
3,0
3,5
6,0
11,0
17,5
3,0
3,5
6,0
11,0
18,0
30
30
30
15
15
15
15
15
15
15
15
15
15

° 0
1
I
р) m ~
co ~~ рех
Can~ ~
реард
И4 в:(
~ро
х
И
4) ~
ф' CQ 00 0000 ф CQ 00 00 00
M CO CQ СЧ СЧ M CQ ~О СЧ СЧ
~ ( ~0 О ~ ~ t» 00 О ~
О ~0 &l ;О ~  О ~О CO ~
M M ~О ц.) QO Ф Ф ~О Ц:) а0
с~Э 1О сО сО ~» с0 ~О &lt '0 ~
ФФ Q0Q0O COL) Q0 ~0О
ОООООООООО
~О ~О Ф t Ch ~О ~О W Q0 О
~© ~О О ~О ~О ~0 ~О О ~О ~О
~О Ф Q0 QO O ~ CD QO Q0 O
СО &lt "Э iО О~ CO Q t ~О СЬ
Ф' Ф' Ф' 'Ф ~О ~ОО'Ф Ф' Ф'
Я &l ; ~ Q  ~ C W Q
MM~ОЧРt MM~ОCOt
OЕOeeOЕOee
~О СО СЧ ~О CD ~О ~О ~ ~О Ch
~ СЧ СЧ СЧ ~ ~ СЧ СЧ СЧ
СЧ Qo СЧ О ~О СЧ О0 СЧ О ~О
~О ~О ( а0ОЪ~О ~О t CO СВ
00 О M Q0 Ф Ф О 'Ф Q0 Ф
00 СЧ ~Ф' ( 00 ~ СЧ ~Ф' ~
00 00 QO О СЧ 00 Q0 О СЧ 'Ф
~й ее ~; ~ ° ~ ъ~
&l ;  Ф 7   W CO 7)
~О ~О ~О ~О ~О ~О ~О ~О ~О ~О
СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ
COOAOOC) GOO
~О M M CO ~ ~О M cO ~
~~ОООО( ~'»ОООО
M~ОtC7) M~Оt СЭ
~О М:) М:) М;) Щ и~
<+~OAO+
~ Ю О ~ ~О Ь Ю О ~0 ~О
OOOOOOOOOO
Э О СЧ ~О Ю Э О СЧ ~О ~~
O ~ СЧ Я 'Ф О ~ СЧ ~О 'Ф
( (» »ф~ ~» ф~ ф~а ф~ [~ »ф»
QO ЮОО QOQOФ ООQ00000
° »~ ~~СЧСЧСЧСЧСЧ
22х
ххх
° р х QJ
Om&
е) в~~
р М
Ю
са 2w
~ хо
г
о,з
Фщх
~~.~ х ю
Оо
И~О ~~
со р.
~ Ю
оор
ж
(СЧ д
эхн
д~ ~я 2
) ~З~О
®~о
й' й
д й
Х р
~õ ~о
:% '~
C4© gp
и_#_х
~Ъ Щ
Ю ~
х~а
Ю
а3 х
р~ я
~о 3
~о о
~сч
х
о~
о "'~
~~~] й'
дяде
о:~
Юа)м
й' г~ ag
х ю
олД
о
Л
~:х
Cg
~хх
й' 2 Я
Wй д
х й'
2 о
х 3о
й( (Q
о а.&
6-е QJ
Й.~ .
N х,о
о
C4 gg
од
2х2фф
д ф
~.Дхо
О Оед
о о ~
~е ~р
ы(хх~ю
o--„® х
L m к;
й:( ~
~а.~ х
х й,'( р
m ~
х °
~,. о
OO) вщ
д О)
'фэ'~ ~
0хох
м
о.х'2х
4ф д х щ
щ Ю Qp ц~
Онw2%X8
о
р Зe(~CI
ихаРдх
Ф
Уд,х2,
С4 р
«Ea'ох
Qp 2
хо
х%~
х~х
asQх
&lt
71

Таблица 11
Размеры крестовин для карданов фирмы GWB
Размеры в мм
Максимально допу-
стимый крутящий
момент
в кгсм
Типоразмер
крестовины
8,88
1350
173jl
17
37
42
2250
19
10,19
173/2
48
22
59
12,72
173/3
23
58,2
53,8
273/3
13,42
26
62,8
7550 (6300*)
13500 (11200~)
287/О
15,12
69,8
30
18,287
74,2
81,7
287/'1
35
24000 (20000*) 22,25
42000 (35000*) 27,83
89,8
287/2
124,8
117,8
287/3
287/4
50
143,8
75000 (63000")
152,8
32,44
*Эти же крестовины используются и в карданах с меньшим крутящим моментом, который
указан в скобках.
72
для крепления передачи вставляют в отверстия со стороны агре-
гата трансмиссии (полная длина болта должна быть меньше раз-
мера /).
Размеры С; F; В и Н (табл. 12) выбраны так, что имеется воз-
можность на один и тот же ведущий фланец вала трансмиссии
монтировать разные по крутящему моменту карданы.
Я табл. 13 приведены также данные по максимальным момен-
там затяжки для болтов с мелкой и с нормальной резьбой.

ВО
уЧ е
(V С~3
о о
+ +
~О C
о
о +
+
сч "~
С~3
о о о о
+ + + +
а1:) ~ф О~ ~О
С~3 С~3 С~3 С~
о о
-Н Н
О &l
~О ~О
О
I
О
Й gg
&l
з~'
В
1 I
~à
со ~ц CC
Охо,~
о w~
И С43! р,
Д iQ CO
Щ Вй(
73
Q
И
О
° Я}
Ю
О
й
й(
О
М
М
О
Ю
Ю
ы
й
Щ
° е.
И~ И~ а1:) а1:) а1:)
«:» «:» О О О
I 111
с"Э Ф ~О «О C ОО СР» О
00 щ ~ ц:) ~О О
Ф' Ф' ~О «О «О ~О ~О
с~ С1 m Ф iО «О с
О ~О сч Ь Ь ~О О Ь
с"~ с"Э Ф' Ф' ~О C &lt
ж аО ~О ™.
O O O
о о о
„~ н
С~4 СЧ
~Ф' ~О «О (.
со а а g о о g o
О О О О О О О
СЧ ~О О ~ СЧ ~О ~Э'
с~:) с~.'~ ф~ ф ~ ~ (
оо оо оо оо оо
С~3 С~3 С~3 С~3 СЧ

~Г
Ю
° 'Ф
C4g М
о
74
хо
о~
йф
~ сэ о
~ о.ю
X gp
Щ М
й'
о ~
фф др gg о»
о х о с~~
о ц'~
и а.д ~~
ИЯЭЮ
( р ~Ф
И
а0 ОО с":» m с":» с":» О с":» с":» K C ~O
Ф Ф Ф аоФ Ф Ф со» Ф
ФМ
О»~О ~О Ф' Ф' Ф'~О с:» Ф' Ф'~Ос":» ~О
О~ ~~О~О~ОЯ.,'»~ ~О~О(О~W
C) ~О~О~Оt аО~О ~ОС аОО
О ~ ~ СЧ СЧ СЧ N & mp С  Ч N
С~~ ООО~ОООО~ООО
С~3 С~3 ~О ~О ~О СНБО ~~:» ~О О» CO Ф
ФМ ~ С~3
О Ь Ь О О О а0 ~О О О а0 ~О О
~~~~Э ~Ф ~Ф' ~~О~Ф' ~Ф ~~ОО
~ С~3
Ь сб с:» О О О ао A О О ао A О
О ~О ~О ~О ~О О» ~О ~О ~О О» ~Ф'
~ ~ W cO C ~ О» О &l ; ~ а0 О»
С~:» ф й~
~Ч
CO Щ ~О О О О О О О О О О О
~О ч'г C O~ О Сч ~О а0 О» &lt -& t; С~
~й~й~~ ~~4у4~
~О О» а0 C) Ц:» ~Ф' (О а0 (О (О ~ ~О ~О
с'0 Я ~ф ~О (О ОО О Сч ~О (О а0 О С~
Ч:» uD ~О О m ~ с":» а0 ~Ъ с":»~О
ь:~ ~ то аз оо сч" из 3 сь ао со сч
с:» Э~О ca ~m ~О сО
~Ч 7 -~4
С~,~ (~~ е1:) У м.) И:) LQ У~ 3.С;) ~1,')
NAc0+об ЮAO ао ОП
О Я ~О ~ CO K A
е4 ~й у4 ~4 у4 ~
~О Ф C) а0 а0 00 О С~ а0 а0 О С~ Ф
у4 ~ ~'4
° С~ С~ О ' С~ ~ Ф О 4 С~ ~ Ф
с:»~О~C C C C t C C C C
c t t аОа0c»Oа0аоаоаоаоcaао
СЧ ~ ~ ~ СЧ СМ С~3 СЧ СЧ

Таблица 14
Кардаииая передача фирмы Фаббри
Размеры в мм
Карданная
передача
типов TST
и ТСТ
L» для валов
Перемещение вала по шлицам
трубчатого
СПЛОШНОГО
» Минимальный размер при указанных размерах Р и Q
П р и м е ч а н и е. Основные данные по карданам приведены в табл. 15. Е(ифровое
обозначение карданной передачи соответствует цифровому обозначению кардана.
75
48
60
70
80
90
100
108
115
130
140
140А
148
155
180
200
246
2463
12
15
15
15
15
16
16
20
22
18
18
18
18
20
18
18
30
12
15
16,5
16,5
16,5
17,5
17,5
26
38
24
24
24
24
25
22
22
35
10
13,5
14,7
14,7
14,7
17,5
14,7
17,5
20,6
17,5
20,6
20,6
20,6
23,5
28,5
27
32,5
190
230
260
260
260
310
310
385
430
490
520
520
520
550
580
580
710
191
231
261
261
261
311
311
386
431
491
521
521
521
551
581
581
711

,а
"а,
° С
+ ц»
З
р,Ф ~
Рх~
ч %»~о
~ Э e(
~~~~ о
о
д е о
„о ~-
хвое
м &l
cJ~ У
У д m as
5,'
ре Ж Ю
й~
W ф»
и
C4 g
» о
Л
I
й д,«~
«~ а;
Ущ2
CO ~ ф~
й
X
Q mð
У
76
М
C)
C
Х
О
~О
Ю
е
3
О
° 8
Зф,'
О
й
Х
ф
О
О
М
3
Щ
Ж
Cl
й(
CL
М
О
Ф
й
й
й~
М.) аО
Сч «О m еО «"Э M «":»M ~О 1'~О~О~О~ОCO~О~ОЧР
CO CO CO
~О ~О ~О ~О С~~ ~О С~~~ СЬ С~~ (:Ь СУ) О» Cb О&
t О» О& t; О» О Ф С Ф ~ Ф ~О ~О ~О ~О СЧ ~О СЧ
зч е ~ч е-~ ~-~ ~ ~ ее С~ ~-а С'~ С'~~
~О t t t ~O t ~О СО ~О CD CO CO ~ОО«О ~О
О«"Э~У'~Ф Ф~ -Ф(ОФ ОООЯ00О~ «-~
& t; ~~С~З~СЧСЧСЧСЧСЧСЧС
Ч:» cO cO
CO«DCOoOCO00&&gt OO
~О О» CD «D CD C~ CO С~ О» С~1 СЬ C7) «Ь С» СЧ О» СЧ CV
С~3 СЧ сЭ с"Э с=.» 'Ф с"Э Ф' M M M M M cO t M t 00
СЧ О С1 С1 С~ Сч СМ С1 сЧ С 1 СЧ W СЧ «Э СЧ СЧ Ь ~О
~б Ф ~О Л ~О CD ~O CO ~ Ф ~ t C 00 О ( О ~
cD «~Э Ф'
° ОСЧсбС~Я~ 1-С~ «7» ФОФ~ ОО
СЧ Сб Сб Ф Щ iО Ц:) (О 00 СЬ 00 «.Ь О С1 СЧ Ф' 00 CD
00 Я О~ С0 ~О CD
t t Ф«бtoOMФСЧt 00CO00'ФС~300
~'Э M M~ОCD~0000«) ~~~СЧ~б'~О~~Cb
1~М ~4 те ~4 чЧ ~ 4 у4 ~ с~\) ~г4
~б'
~О~О Ф' С'~:»
00& t     О 00 ~   О 00 ~  С C Ф
Ф«О(00ФОО «бФ Ф'Ф~О00ОО'ФФ
~ ~-~ ~-~ ~ ~ ~ ~ ~-~ СМ С~3 С~3 СЧ
E
Щ О~ вО М~ Щ М~ й) иО юО ~О ~О вО аО и~
~1 Ф~Ь ( Ь ( (' ~ ( ~( (' (
~ со оаооооосч осчасчай
~М ~ ~4 ~4 ~4 ~4 е4 ~ ~'~ ~1 ~4
00 ~О и~ ~О аО вО И:)
Ф
«» ~ ~4 ~~ ~ е1 ~ч зм з~ ~ е~ ~ е~ ~~ е~ ~-~ е-~
ххххххХХххХХХХхХхХ
~О CO CD ~ 00 О 00 О О О О С~ О С~ «О СЧ CD (О
М~ ~О
СЧ С"З~ОM M M Ф Ф ж~О~Оmm~COCOЮЧР
%О
«~-» 00 00 00 Э О О С~ ~б Я Сб ~б ~О ~О О Ф О С~
~ ~а ум ~ ~ ~-& t; т  ~ С~ -~ СЯ С
00 CO '4' Ф Ф' Ф' 'Ф Э' 'Ф Ф M M Ф' СЧ СЧ С~ СЧ О
~Ч е ° ~4 ~ т4 ~ ~4 е4 г4 ~4 ~ ~ ~Ф у6 ~ е~ е4 ~4
M 00 О ~О О О ~О О О О О О О О О О О О
Я ~О Я ~О ~О Ф О» 00 О Ф ~О 00 ~О Л ~О О
~«~Щ~л~О()
Ф СЧ ~О О О О ~О О О ~О О О О О О О О О
~~ОФ~ОФ«Р»О ~ОСЧО~ОЯ~ОО ЯО О
ч ~ ~ ~-~ ~ СЧ ~Ф' «:Р С~3 Ch CO
00 О О О О О 00% OO О 00~О О Ф «~-»~»«~»
~Ф' Ф ~ 00 Ф О О ~О Ф Ф Ф ~О 00 О О Ф ~б'
м ч~~ ° ~~~СЧСМCVС~3

'6 °
«I
° !
° 9
° °
° °
° °
° °
) °
I «
I«
° °
° °
° ° °
° °
) °
° °
° I
) °
11
Tаблица 1б
Вилки типа FEFS к карданам ирмы Фаббри

Ф i ~ i Ф Ф ЕЕ ° ° ° ° ° ° ° °
ее Ф Ф Ф Ф
ч Ф
ч O
° ° ее ее
Ч ч ч
° Э ° °
° ° ю
Ф Ф еЕ
Ф ЕЕ Е ° Ф Ф Ф
Э э rô
ч O
Ф O O ЕЭ аЭ
ч ч ъ ч O O
Э O
Э O O O O
ее ° ° ° ° еэ
O O
э ° o r ° ° ° ° å rå ° o o o
Ф Ф Ф Ю Ю ° е
° б
° Э
O O
Ф
ч ч O
° ° ° ° ° °
ч ч
O O O Э O
% Ъ
° °
Ф

Таблица 18
данные по карданным передачам со сдвоенным карданом фирмы GWB
Размеры в мм
типо-
размер
кардана
Вес
кардана
в кг
А В
Е')
Н')
Р) Х')
1О2 1
45
25
14 000
112
50
30
169/2
36
35
56
105
5,7
40
128
24 000
36
60
46
169/2
37
109
58
6,1
116
65
169/3
38
8,0
40
35 000
138
70
67
8,6
120
40
169/3
') Минимальный размер.
') Минимальный диаметр вала для стали 42Сг76, улучшенной, © 100 — 120 кг/мм~
з) Минимальный внутренний диаметр кожуха.
') Величина перемещения центра кардана при максимальном угле наклона валов ~'.
') Яля типа 169/О размер А дан по пресс-масленке.
I1 p a м е ч а н и е. Размеры и формы валов определяются в соответствии с конструкцией
ведущей оси.
79
169/0
169/1
169/1
Макси-
мально
допустимый
крутящий
момент
в кгсм
28
27
32
26
29,5
31,5
84
90
94
43,5
48
50
143 3,2
158 3,74
168 6,17
180 4,49
192 6,98
202 4,75
210 8,60
Максималь-
ный угол
наклона
валов ~
40
40
48
2,2
3,8
4,1

р и м е ч а н и е. Размеры и форма валов делаются в соответствии с конструкцией
анные по карданным передачам ирмы Фаббри Таблица 20
Ф ф
3 а ° 1 ° ! 1 а °
! 1 °
11 ! °
И
ЯЯ
1 °
в °
Ф
! ° I °
° ' °
° юг~ мр„
° ~gJ [1 ирЩчм
иыЛ~Щ;.1
~ф~~~
° ° ° °
1 °
! ~ °
° 1
1 '1
1 ° I
е
1 '!
е
е
е
! I
~ 1
е
11 1
:1
° 1
11
е
° 1
11
I °
1
е 1
а
1
1
1
° °
1 е
1 е
1 °
4 ° °
I
е
еI
е1
11
4 °
4 °
4 °
° 1
LO & t; &l ;W Сб O У l А
20 25 000 120 30 65 105 135 175
25 45 000 130 36 72 117 148 190
35 60 000 160 42 85 134 170 '228
!! минимальный размер для шеек опор и сопряженных деталей.

~
Ю
Ф
Ю
~
Ю
~ °
~
е Ю
° °
° °
° е
° °
° °
° ° Э
ай
Ю
° °
Ю
° Э
° °
Э ч
Ю
Ю
е °
O ч
° ° е
O Ю
° °
° ° Ю
Ю
~
°
Ю Ф Ю
°
Ю
°
~
Ю
°
Ю
Ю
° ° Ю В °
ФИО
° е
°
°
°
Ю
9ИЮ
ИИ
l~~l
~
~
Ю
~ ~
~ ~
е ° °
O
е °
~
Ю
~ ~

° е Э Ю
Э Э
° ° Ю
ч Ф °
Ю O Ю 4В Ю Ю
Ф у ° е
м Ю Ю
Ф, °
Ф
%
Ф
Ф
Ф
Э O
O Ф °
М Ю
° ° Ю Ю
O O
ч O
° °
° °
Ф
Ф
Ю
М
Ф °
ч o ° ° еев
° е
° е
° е ч
Ф
Ф
Ф
° Ф Ф
° ев ее~
о ев
Ю
ч
а еа ф
Ю
М
ч Ю Э
е а
O ч ° °
° е у
° у~
е ° O
° ° ч

б*
° ° е °
O Ю
° ° е ю
М Ю
O Ю ° °
O O
O O
° °
: Ii gpss
ф
1
~~г
° -~
° г
ю е °
O O
O ч °
ч 4В
М Ю
° ° y
ю
Ю
O Ю
е е ° ° ° °
Е Е ° е ° ю
° °
ч O
O ч
° °
ч ~ O еФ
° ИВ
O O ° °
ф
ф °
ч ч ° Å
O ° °
ф: . I
° ° ° °
° °
Йа ~
° ~дпф~
е е е
O ° ф
Е е Ю
6ффф ° °
ф ° °
° Ю
М ее ее
Ю
ф °
е ° е ° ° е ° ° ° ° °

Число оборотов в минуту
Параметр
500 1000 2000 3000
1,5
Угол наклона валов
0,8
0,6 0,5
4 2,5
10,5 8,5
17,5
70 43,5
Допустимая несоос-
ность валов в мм*
* Яля межцентрового расстояния между упругими муфтами 1 м.
7аблица 24
Допустимые угловые отклонения и несоосность валов

ТЕОРИЯ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ
В настоящем разделе рассмотрены некоторые вопросы кинема-
тики кардана и карданной передачи.
Раздельное рассмотрение кардана и передачи объясняется
тем, что кинематика и динамика карданной передачи, в конечном
счете, зависит от конструктивных особенностей передачи, числа
взаимного расположения примененных карданов.
КИНЕМАТИКА КАРДАНОВ
Асинхронные карданы
Кардан с крестовиной
Кинематика кардана с крестовиной аналогична кинематике по-
лукарданов. Полукарданы работают при малых углах между ва-
лами, вследствие чего влияние иеравномерности вращения валов
не оказывает существенного влияния на работу передачи. Если и
окажется какое-либо нарушение кинематических зависимостси,
например у полукарданов с упругими элементами, за счет дефор-
мации упругого элемента под действием передаваемого крутя-
щего момента, то в. этом случае можно установить необходимые
зависимости, базируясь на кинематике кардаиа с крестовиной.
Рассмотрим кинематику кардана с крестовиной, у которого осн
цапф пересекаются в одном центре. Воспользуемся фиг. 76,а. на
которой приведена его кинематическая схема. При повороте ве-
дущего вала 1 на угол а точка В переместится по дуге круга в по-
ложение В1; ведомый вал 2 повернется HB угол р. а точка А пере-
местится в положение А1.
Определим угол р. Лля этого рассмотрим сферический тре-
угольник АВ1А, (фиг. 76, б) и по трем известным элементам его:
7С K
а= —.; а,= —,, +ш и А=т
определим искомый элемент b, = 8.
По теореме синусов имеем
sin a sin a,
sin À sin À, '

откуда
sinA,= '. ' sinA =
sin a
° sin y = cos a, . sin ",.
@Т
2
Sin
Г1о теореме косинусов
cos а, = cos b, cos а+ si» b, cos А,
X
— sinu=sin) =in —,, [ 1 — sin2y cos'~.
(2)
в,
Фиг. 76. Кинема1ическая схема кардана с крестовиной.
Возводя в квадрат выражение (2) и учитывая, что
2 2
iin а: cos22:
1+tg-a' - 1+~р2'
получаем
tP а (1 + tP I)) sin& t
~03(1+ ~0') (1+ tg~ )
или
tg' а = tg' ) cos-' T.
Откуда
р =агс@(,
1
При заданном положении ведущего звена, определяемом уг-
лом а, положение ведомого звена полностью определяется форму-
лой (4)

Дифференцируя соотношение (4) по времени, получаем зави-
da
симость между скоростью о~, = вращения ведущего вала и
скоростью вращения о~, = ведомого вала
dt
(1+ tgsu) cos
2 CO
(соФт + tgs ~)
При постоянной скорости со1
вращения ведущего вала ско
рость о» в р ащени я ведомого
вала переменна по углу пово-
рота.
Из выражения (5) видно.
что максимального значения
скорость ж2 достигает при а,
павном О, л...пя
-а'
2
2 mdХ
cos y
Минимальное значение
"i2 1~1„—— ~01 COS
Оно соответствует положе-
ниям ведущего вала при
бО 180 а'
m 3~с
2 ' 2
Таким образом, из уравне
ния (5) видно, что при равно-
мерном вращении ведущего вала 1 ведомый вал 2 будет вращаться
неравномерно и эта неравномерность будет тем больше, чем
больше угол между валами ",.
Разность между углами ttoBopQTd валов (P — а) может быть
получена из соотношения
120
Фиг. 77. Угловое смещение вилок кар-
дана (р — а) в зависимости от угла по-
ворота а веду щей вилки.
tg/ — tgu
ь() ) 1+щ~,
(7)
Яля иллюстрации того, как изменяется разность между углами
P — а в зависимости от угла а поворота вала 1 при различных зна-
чениях угла наклона валов т, приводится график (фиг. 77), по-
строенный для углов, равных 5, 10, 15 и 20'.
Синхронные карманы
Синхронные карданы построены или по принципу деления угла
между валами биссекторной плоскостью, или по принципу сдвоен'.-
ных карданов.
Из большего числа существующих типов карданов в автомоби-
лестроении из первой группы используют шариковые карданы
87

(Вейса и Рзеппа) и сухарные (Герингтона). яля этих карданов
независимо от угла наклона валов (вилок); углы поворота ви-
лок а и Р равны, и соответственно равны угловые скорости m& t
Различные конструктивные модификации синхронных карданов
без делительных механизмов выполнены принципиально по однон
и той же схеме. Прототипом их является пространственный повод-
ковый механизм, схема которого приведена на фиг. 78.
иг. 7
хема поводкового меха-
низма.
Оси ведомого 11 и ведущего 1 валов механизма пересекаются
в точке О, Вращение передается посредством поводков, жестко
связанных с валами и касающихся один другого в точке А. Нр&g
меняемые в автомобилестроении карданы выполнены по схеме
плоского поводка, в которой поводок представляет собою плоску|о
кривую.
Выясним, при каких условиях паводковый механизм обеспечи-
вает синхронность передачи от ведущего вала к ведомому, незави-
симо от угла т наклона валов. Свяжем рассматриваемый меха-
низм с тремя системами прямоугольных координат, имеющих об-
щее начало в точке О пересечения осей: XYZ — неподвижная си-
стема, ось Х направлена по оси ведущего вала, 1, плоскость gÓ
лежит в плоскости валов I и Il; xyz — подвижная, жестко связан-
ная с ведущим валом система координат; ось х направлена по оси
вала, плоский поводок, форма которого задается уравне-
ниями:
f(x, у) =О;
&lt
лежит в плоскости лу.
88

С ведомым валом жестко свяжем подвижную систему х1у1г1,
ось х1 которой направлена по оси ведомого вала, а ведомый по-
водок задан уравнениями
Ф(х Vi)=0, j
zi=0
(9)
Отсчет углов поворота ведущего а и ведомого Р валов будем вести
от положения, при котором системы XYZ u xyz совпадают (при
этом совпадают также оси z& t и Z .ä ме ду ос ми 1  и 1 у у
составляет T'). Начальное положение механизма показано пл
фиг. 78 утолщенными линиями.
При повороте ведущего вала на угол а ведомый вал в общем
случае повернется па некоторый иной угол р. Положение подвиж-
ных осей в повернутом состоянии обозначено соответственно худ.
л л,ф
Х1у1г1.
Паводки будут касаться в новой точке (А1). Для определения
значения Р в функции а при заданных параметрах механизма до-
статочно знать положение точки касания А1.
Определим уравнения, задающие форму поводков в неподвиж-
11ой системе координат Х) l. Яля перехода от сдной системы ко-
ординат к другой достаточно знать значения направляющих коси-
нусов между осями. В рассматриваемом случае направляющие ко-
синусы имеют следующие значения-
У
У-'
cos 1 sin y cosI1
sjny яп ~3
) !
я!п т сОят cos~ cos т s1A $
1
sjn й
COS 3,
cos $
— sin 8
— SjA 2
COS й
Таким образом, формулы перехода от подвижных систем ко-
Ординат к неподвижным имеют вид:
у = Ycos~ — Zsinu;
(10)
z= Ysin~+Zcosa;
х, =Хcos;+ Ys!n -~;
V,=Хsiny cos~+ асов-;cos~ — Zsin&g
z, = — Х sin y sin Р+ Ycos y sin 1)+ Zcos ~.
(11)

Так как в жестко связанных с соответствующими валами си-
стемах координат уравнения, описывающие форму поводков, со-
х~иняют прежний вид, то, подставляя значения из выражений (10)
и (11) в уравнения (8) и (9), получим два уравнения, описываю-
щие пространственную форму поводка вала 1:
Р(Х, Y, Z, а, 3,;)=0;
Г 1п а+ Zcos а =О,
(12)
и два уравнения для поводка вала 11
~(Х, Y, Z . ~, -~)=а;
Хз1п; sin)+ Yeas y siti~+Zcos)=0.
~ этих уравнениях буквами F и ф обозначены функпии, обра
эованные подстановкой значений из уравнений (10) и (11)
ветственно в первые уравнения (8) и (9).
Уравнения (12) .и (13) образуют систему относительно неизве-
стных Х, Y, Z координат точки А1 касания поводков и угла р по-
ворота ведомого вала 11. Исключая из системы уравнений (12) и
(13) значения Х, Y, Z, можно найти связь между углами а и р при
заданном значении; и выбранных формах поводков.
Для рассматриваемого случая плоских поводков координаты У,
Z легко исключить, используя вторые уравнения систем (12) и
(13):
(13)
яп т ° ~1п ~ сов а
Sltl а COS ) — COS ( Slil ) COS а
(14)
sin ~ sin Ii sin а
sin m cos Ii — cos.t sin $ сов а '
Формулы (10) и (11) перехода от подвижных систем коорди-
«ат к неподвижным при этом существенно упрощаются. Подстав-
ляя значения из выражения (14) в формулы (10) и (11), полу-
чаем
sin.~ sin $
в1п * ° cos $ — cos т ° sin $ ° cos а '
(1 )
х,=Х
сов; ип а cos Ii — sin $ cos а
Sitl а ° COS $ — COS т ° Sin 3 COS а
sing - яппи
(1 )
sin ~ сов  — сои т sin $ сов а '
Подставляя выражения (15) и (16) в уравнения профилей по-
Водков,, имеем
f (õ, у) =-0;
ф(х,, yt) =О.
90

иск.'!!очая затем последнюю координату Х, легко найти зави-
~ имость (~(а) для каждого конкретного вида паводкового меха-
~!изма.
В!.1яспим условия, при которых паводковый механизм обеспс-
;ивает синхронную передачу: и=р, независимо от угла T образуе-
могоо вал ам.и передачи.
~~лОск ОСть
к,
Фиг. 79. Кинематические схемы синхронных карданов:
а — сзема поводкового меяанизма с прямыми поводками; б — схема поводкового механизм а
с круг овы ми сектора ми.
При /=a формулы (15) и (16) принимают вид
ФЮ
х=Х,
Х. яппи
сов я (! — cos;) '
sin y
cos ч (1 — cos y) '
91

Эти уравнения можно рассматривать, как систему относи-
тельно неизвестных Л, а, ~, исключая которые, находим связь ме-
жду значениями х, х1, у, у,. Подчинение уравнений формы повод-
ков этой связи обеспечивает синхронность передачи. Легко видеть,
что искомая связь имеет вид
Х= — Х1,
(17)
)' =)'i °
Таким образом, для синхронной передачи форма поводка несу-
щественна с кинематической точки зрения, необходимо только вы-
полнение равенств (17). Заметим, что выполнение равенства (171
равносильно требованию расположения точки касания А, повод-
ков в плоскости, являющейся биссекторной по отношению к осям
ведущего и ведомого валов.
С технологической точки зрения наиболее приемлемыми явля-
ются прямые поводки и поводки, представляющие собой дугу ок-
ружности. На фиг. 79 приведены кинематические схемы синхрон
ных карданов.
Сдвоенный кардан
Особенностью сдвоенного кардана с двумя центрами качания
является осевое перемещение одного из его центров качания.
В приводе передней оси
обычно перемещается
центр качания кардана со
стороны дифференциала
4 U' Яля определения ве-
личины этого смещения
(0& t;
р,
8'р рассмотрим схему сдво-
енного кардана с центри-
рующим устройством.
',Л,-- приведенную на фиг. 80.
ф При отклонении ва-
.ча I на угол ~ его центр
качания А, двигаясь по
радиусу R, переместится
4 ~1. 80. Схема сдвоенного кардана. в точку А 1 а центр кача-
1ь
ния кардана вала 11
переместится из точки В в точку В1. Обозначим размер ОВ, че-
рез х.
Яля получения синхронности вращения вала 1 и П углы и
между валами и промежуточныM звеном должнbf быть равны,
т. е. ~,=- 2.
Размеры АО и ВО являются конструктивными размерами и
расстояние между центрами качания AB равно АО+ВО.
Обозначим размер АВ, равный АО+ВО через т, а разме АО
через mF, где F коэффициент пропорциональности. Коэф ици-

ент F вводится потому, что не всегда расстояния АО,и ВО равны
между собой; в случае А О = ОВ F =0,5.
Величина х изменяется в зависимости от угла т отклонения
вала и величин и и F.
Таким образом,
г
х:,пи
Из фиг. 80 можно определить значение х
х = 1' т' (Fm)' — 2Fm." cos „;
х = т )~ 1 + F-' — 2F cos "„.
(18)
Продолжим ось вала I и на продолжение ocH Hs центра вилки
вала 1! опустим перпендикуляр. Учитывая, что СВ~ — — m sin т, и
СВ,=х. ь1п 1, находим
х=m-
sjn Т
(19)
Решая совместно уравнения (18) и (19), получаем для угла
sin y
sin 1 =
~1 + F& t; Ђ” 2Р ов
(20)
Из уравнения (20) можно определить угол т, для заданного
угла отклонения валов т. Поскольку решение этого уравнения
сравнительно сложно, особенно если приходится изменять значе-
ния входящих в него величин, то удобней пользоваться данными
табл. 25, составленными для различных значений коэффициента F
и углов у.
Таблица 25
Значения углов;, и; в зависимости от угла отклонения валов ~
и величины F
F 0,44
F — 0,4
F =0,46
F 0,42
F 048
I
т ! т'
Т2-
!
Т2, Та
т
т
93
I
5'
1Ро
15'
200
25'
3Ро
35'
400
45'
2'00' 3'00'
4'00' j, 6"00'
5'52' 9'08'
7'50' 12'10'
9'45' 15'15'
11 "33' 18'27'
13'20' 21'40'
14'55' 25'05'
16'30' 28'30'
2"05'
4'10'
6'10'
8'15'
10'12'
12'05'
13'55'
15'35'
17'15'
2'55'
5'50'
8'50'
11'45'
14'48'
17'55'
21'05'
~4о25'
27'45'
2'10' 2'50'
4'23'! 5'37'
6'30' ' 8'30'
8"'38' 11'22'
10'40' 14о20'
12'40' 17'20'
14'30' !20'30'
16'20' '23'40'
18'00' 27'00'
1
2'15'
4'35'
6'45'
goppi
1101011
13 15'
15'12'
17 "00'
18'47'
1
')'45'
5'25'
8'15'
1100011
13о50'
~ 16'45'
19'48'
! 23'00'
1 26'13'
!
2'23'
4'45'
!
7'05'
9'25'
11'40'
13'50'
15'50'
17'45'
19'37'
2'37'
5'15'
7'55'
10'35'
13'20'
16'10'
19'10',
22'15',
5023/

Продолжение табл. 25
F =0,54
F =0,52
F = ОД(1
F 0,56
т
Из табл. 25 получаем величины углов т, и т,.
Используя уравнение (19), получаем для конструктивной вели-
чины т и заданного угла отклонения валов ~величину х.
А- /р
Z
фиг. 81. Влияние разницы между углами у1 и yz на степень неравномерности
вращения сдвоенного кардана.
Величина отсевого перемещения Л, равная ВВ~, может быть оп-
ределена как разность между величиной х и отрезком ОВ
& t; =х Ђ”
Так как угол ~, не равен ~.„то, следовательно, имеется неко-
торое нарушение синхронности вращения валов 1,и I~. Разность
между углами ~, и ~2 дает величину, характеризующую степен~.
неравномерности вращения,
~'~ля иллюстрации того, как влияет величина разницы между
углами т, и т2 на степень неравномерности вращения на фиг 81
приведен график, построенный для разных значений коэффици-
ента пропорциональности F (F =0,46; 0,50 и 0,52) в функции угла
отклонения валов у.
5'
10о
15'
200
25'
30о
35'
! 400
45'
2'30'
4'53'
7'23'
9o48 i
12'10'
14' 5'
16'32'
18'30'
20'27'
2сзо/
4'53' ~
7'37'
10012/
12'50'
15'25"
18'28' ~
21'30',
24'33' '
2'35' '
5'10'
7'40'
10 12
12'40'
15'35'
17'15'
19'20'
21о20'
2'25'
4"50'
7о20'
9'48'
12'20'
15'00'
17'45'
20'40'
23'40'
2'40'
5'20'
8'00'
10'35'
13'10'
15'PP"
17'57'
200101
2" '15'
2'20'
4'40'
7"00'
9'25'
11'5p'
14'25'
17'03'
19'50'
22'45'
2'45'
5'35'
8'20'
11'00'
13'4P'
16'15'
18'40'
21о00'
23'13'
2'15'
4'25'
6'40'
9'00'
11'20'
13'45'
16'20'
19'00'
21'47'

Шариковый
кардан
с делительным
м ех анизмом
В кардане Рзепп»
шарики размещены в Фиг. 82. Схема кардана Рзеппа с совпадаю-
шести меридиональ-
щими центрами канавок.
ных канавках полу-
круглой формы, центры которых совпадают с центром кардана
(фиг. 82). Канавки имеются как на внутренней 1, так и на наруж-
М ной 4 обоймах. В передаче усилия
/~( от ведущей обоймы к ведомой
в обоих направлениях участвуют
все шесть шариков 8, располо-
женных в плоскости NN, прохо-
дящей через центр кардана О.
При отклонении вала 2 на не-
который угол ~ шарики перека-
тываются по канавкам, и плос-
кость N )N ), проходящая через
центры шариков, делит в неко-
тором отношение угол . — y.
Для доказательства того, чт
плоскость N,N, »e является бис-
сектор»оА, воспользуемся схе-
мой, привеленной на фиг 83.
Допустим, что шапик перека-
N
тывается по образующим канав-
кам без скольжения.
При повороте наружной обой-
мы 1 по стрелке М на угол т центр 01 шарика 2 переместится па
рад"FLY 1~о в точку 02, а точки контакта А и  — соответственно
в точки А, и В~. Точки А, и 81 будут лежать в плоскости N N,
проходящей через центр 0 и образующей с плоскостью NN угол р .
Фиг. 83. Кинематическая схема кар-
дана Рзеппа.
9с,
Как видно из графика, с увеличением угла -~ отклонения ва-
лов разность между углами ~, и ~» увеличивается, причем эта
Разность тем более, чем больше угол y. Hpu F=0,52 разность уг-
лов т, и т, будет наименьшей, а при )гле; =30' углы;, и у, ра-
ины, и следовательно, валы вращаются синхронно
Таким образом, со-
ответствующи м выбо- В,Э~
ром величины Е мож-
»о влиять на синхрон-
ность рабогы сдвоен-
ного кардана.

Пути качения шарика по обоймам будут одинаковыми и рав-
ными дуге BB), а центральные углы, соответствующие этим дугам
яа наружной и внутренней обоймах будут различными.
Из фиг. 83 видно, что на внутренней обойме 3 дуге BB~ =s, со-
ответствует центральный угол
180s,
К= „R'
з на наружнои — угол
180s
12 р
Угол поворота; наружной обоймы I будет равен сумме
~ Г.10В ~, и ~„т. е.
Определяем отношение между углами р1 и р2
tk ~~2
~.Ъ Я,
В связи с тем, что R»R, отношение углов ' будет больше
Рг
единицы. Следовательно, плоскость N~N, не делит угол т попо-
лам. Так как не удовлетворяется усло-
~1
2
вие деления угла отклонения валов
пополам, то следовательно, конструкцией
этого кардана не обеспечивается син-
хронности.
~ля устранения в некоторой мере это-
го недостатка была разработана кон-
ф~ струкция кардана со смещенными цен-
@ ~'О трами канавок (фиг. 84) . Канавки на-
ружной обоймы 1 кардана описаны ра-
диусом Rg H3 центра О,, смещенного на
ф:~" ,. ' величину а вправо относительно центра
'б~,
0, вследствие чего расстояние от точек,
лежащих на левой половине окружно-
сти Rz, до центра вардана 0 будет
уменьшаться. Яля канавок внутренней
обоймы 3, описанных из центра Ор, сме-
щенного влево, расстояние от точек, ле-
жащих на окружности радиуса R~ до
центра кардана, будет увеличиваться.
Таким образом, при отклонении валов, соединяемых карданом,
1 а некоторы й угол шарики 2 буд~~ т перекаты в аться по ка н авке Ь
(точки которых имеют разное расстояние до центра кардана),
приближая расположение плоскости Ж,1Ч, к биссекторной плоско-
сти.
Однако это смещение центров радиусов обойм не дает еще со-
впадения плоскости N~N~ с биссекторной. Кроме того, в обеих кон-
Фиг. 84. CieMa кардана
Рзеппа со смещенными
центрами канавок.

~трукциях не обеспечивается расположение центров шариков в од-
ной плоскости. При смещенных центрах канавок обойм, как это
видно из фиг. 84, при перекатывании шариков возможно их за-
щемление в одних канавках или выкатывание из других канавок.
Яля того чтобы шарики были расположены в одной плоскости,
они установлены в сепараторе 4, который помещен между обой-
мами и опирается сферическим торцом в обойму 1. Наличие се-
паратора обеспечивает скольжение шариков независимо от ради-
усов поверхностей и качения.
Для более точной установки шариков в биссекторной плоско-
сти применяют специальный делительный механизм, управляющий
их установкой.
Фиг. 85. Схема кардана с делительным механизмом.
AC= msin т;
ОЕ b
АС +ь, ВЕ=т +ь з1пт
Зэк. 2/847
97
На фиг. 85, а показана схема кардана с делительным механиз-
мом. На внутренний сферический торец обоймы 1 оп.ирается сфе-
рическая чашка 3 с гнездами под шарики 2. Делительный рыча-
жок 4 имеет три шаровые поверхности. Средняя шаровая поверх-
ность входит в центральное отверстие чашки, а крайние входят:
одна в отверстие вала 7, а другая 8 центральное отверстие
обоймы 1.
Рычажок прижимается через сухарь 5 пружиной 6 к центру 0
кардана.
На фиг. 85, б показано положение рычажка при смещения
вала 7 на угол т относительно обоймы 1. При этом b и а — плечи
рычажка, а т — расстояние от центра шаровой поверхности, вхо-
дящий в вал, до центра кардана О. Величина m переменная и за-
висит от угла а поворота сепаратора.
Яля обеспечения синхронности необходимо, чтобы угол о пово-
рота сепаратора был равен половине угла т .
Из фиг. 85, б имеем следующие зависимости:

EO=BO — BF тсозт+асозж;
b
т ~+ ~ ЗЦ'1
DE
=' ЕО
т cos y + а cos а
Входящий в это уравнение угол а может быть определен, как
функция угла т
(а+ b) stn а = т sin T,
b
+~ ~1п~
(21)
тз~п у
mcosy+ а 1—
Пользуясь этим уравнением, можно подобрать такие соотноше-
ния между размерами а, т и b, при которых угол а будет в одном
m
b
08
07
О,б
20
1Р?
Фиг. 86. Зависимость параметра b от угла у.
98
случае равен половине угла ~ а в других случаях весьма близок
к нему (при достаточно большом диапазоне изменения этого
угла).
Яля иллюстрации изложенного на фиг. 86 построен график,
определяющий необходимое соотношение между размерами т и ~
(см. фиг. 85, б) при заданном отношении размеров рычажка
а
— =0,35, при котором угол а=0,5~.
Как видно из графика, для того чтобы с увеличением угла
между валами т угол а был равен 0,5т, необходимо уменьшать
m
О и
величину отношения —. Если при угле =5 отношение — =О,/2,
b
!
b
то при угле т=35' это отношение, для того чтобы а=0,51, должно
быть равным 0,65. Так как размеры т и b постоянны, то следова-
тельно, синхронность кардана нарушается. Однако это нарушение
весьма незначительно и практически не влияет на работу.
При расчете угла а поворота сепаратора по уравнению (21)
оказалось, что когда угол между валами т=30' угол а (при сохра-
нении указанных выше соотношений между размерами) составлял
не 15', а 15'30'.

Кинематика карданной передачи
Под карданной передачей, как указывалось выше, понимается
часть трансмиссии, состоящая из кардана (или карданов), и вала
(или валов при промежуточной опоре), связывающая два меха-
н,изма.
Рассмогрим карданную передачу, состоящую из одного кардана
и карданного вала (cM. фиг. 7б). В этом случае передача будет
работать неравномерно. При установке такой передачи на грузо-
вом автомобиле между коробкой передач и главной передачей при
угле наклона вала т = 15' максимальное значение разности углов
() — ~),„по уравнению (7) будет равно 59'. Большие вращаю-
Фиг. 87. Схема карданной передачи с двумя карданами с крестовиной.
щиеся массы ведущего моста и колес окажут значительное сопро-
тивление неравномерному вращению (подобно маховику двига-
теля) и принудят карданный вал воспринимать дополнительные
напряжения за счет кручения. Так как карданный вал не обладает
достаточной упругостью, то QH будет подвержен высоким динами-
ческим нагрузкам, что вызовет усиленный износ кардаиа и дета-
лей привода ведущего моста.
На фиг. 87 приведена схема карданной передачи с двумя кар-
данами. Рассмотрим общий случай, когда вилка 2 сдвинута отно-
сительно вилки 1' по направлению вращения на угол ~, вследствие
чего вал П1 смещен на некоторый угол g от первоначального по-
ложения '. Пусть вал 1 повернулся на некоторый угол а. На такой
же угол повернулась от горизонтальной плоскости вилка 1. Вал 11
повернется на угол Р. Согласно выведенной выше зависимости для
углов а и Р имеем
(22)
Если бы обе вилки карданов на валу II вначале движения
лежали в одной горизонтальной плоскости, то для определения
соотношения между углами р и р можно было бы применить урав-
нение (22), предположив. что вся система повернулась на угол,
' Е. А. Ч у д а к о в, Расчет автомобиля, Машгиз, 1948.
7№
99

равный —,, т. е. в этом случае получаем следующее соотношение
между углами р и р'
tg ~+ — = сов у, tg )'+—
ИЛИ
(23)
сов у, = tg )'.
Ранее было принято, что вилка 1' смещена по отношению
к вилке 2 на угол ф, а по отношению к вилке 1 на угол g. Поэтому
получаем такое соотношение между углами а и р
tg ~+ 2 +ф =соз1stg 3'+ 2 + &
ИЛИ
tg () + ф) cos .~я — — tg ([3 + 6).
На основании изложенного имеем следующее соотношение
между углами ф и в
tg — +ф =сазу, tg — +в
ИЛИ
(25)
tg ) ° сов у, = tg =.
Решая совместно уравнения (24) и (25), получаем последова-
тельно
tgu
cos у, + ~ ~
tg a + cos y ° фф
сову,— tga фф
®а
cos у,
(y y () 1я~' ~- tgh tQ. $ + tg) ' сов
=1 — tg$'tg( '= 1 — ЦР. tg) сову.,
После этого уравнение (23) получает вид
tg~+cosу, tgv tg$'+tgфcosу,
сову, — tga tgg 1 — tg$' ° Щфсову~
СоБ 1'2 =
(26)
Решая это уравнение по отношению к tg )', после преобра-
зований имеем
сову, ° tga(1 + ф~ф)
(27)
сову,— tga ° фф+ сову~ tg$(tga+ tg) сову,)
Для исследования влияния угла ф на соотношение между
углами поворота валов а,и р' принимаем углы наклона валов
равными и определяем разность а — Р' при угле ф соответ-
ственно равном 0; 15; 30; 45; 60; 75 и 90'.

На фиг. 88 согласно уравнению (27) построены кривые зави-
симост~; разности (а — P') от угла Q смещения вилок. I1o мере
увеличения угла ф разность между углами поворота валов а и р'
растет, причем происходит смещение того угла а, при котором
величина разности (а — P )
будет максимальной. Ма-
о
кеимальное значение разно-
сти углов (а — P') получает-
ся при угле смещения вилок ~б
ф = 60'.
1 ф
При ф = 0 и V ="„раз-
.М
ность (а — P') равняется ну- @ ~ о
4 1~
лю, т. е. валы вращаются
синхронно. 30
Для определения влия- — z'
ния углов;1 и;~ на синхрон-
ность вращения валов при- ~ ~о ~о gg
нимаем в уравнении (27)
угол Q равным О. Тогда Фиг. 88. Угловое смещение валов, соеди-
cos y. ненных карданом, в зависимости от сме-
tg )'= — 1gu. (28) щения вилок в карданной передаче.
соя 1
150 р
120
Дифференцируя это уравнение и производя соответствующие
преобразования, определяем, какому значению угла а, соответ-
ствует максимальное значение разности углов.
Получаем
(C ~)так
$1П' 2(1 —— (29)
cos 1
«s &lt 1+ co
1~О'
40'
20'
Фиг. 89. Угловос смещение валов,
соединенных карданом, в зависимо-
сти от углов наклона крайних валов
по отношению к среднему.
101
1'20 ' Для углов f, и у2 примерно
1
в пределах 10 — 20' угол ао полу-
чается близким к 45'. Принимая
~Tîò угол постоянным H равным
45', из уравнения (27) можно
-2>-И-15 10 -  5 1  И 25 получ ть максималь ые значе
разности (а — P') для различных
значений ~ и [ 2.
На фиг. 89 построены кривые
зависимости разности углов
(a — P') от величины ~гла у2 при
значениях т1, равных 10, 15 и 20 .
Рассматривая кривые, находим, что максимальное значение
разности углов (а — р) зависит от величины разности между углами
7& t; „. Пр ,= ~, разно ть (а Ђ” ') ра на О, т е в л  u II в
щаются синхронно.
На основании изложенного можно сделать следующие выводы:
для обеспечения синхронности вращения валов I и Ш необходимо,
чтобы углы наклона валов ~1 и ~. были равными и вилки 2 и 1'
лежали в одной плоскости. Вал 11 вращается неравномерно, но

это не оказывает большого влияния на работу карданной пере-
дачи, поскольку этот вал обычно изготовляют из Tðó6 сравни-
тельно небольшого диаметра и динамически балансируют.
Степень неравномерно-
у'
сти 6 вращения карданно-
80 го вала может бысть опре-
делена из выражения
8=
~max ~min
(30)
где
"'П1аХ ~min
СР 2
1
1
; щщ1п =С0$ т
cos y
1ПЫХ
Тогда
0,8
1 — cos 7
5=2
1+ cosy '
(31)
Фиг. 90. Зависимость степени неравномер-
ности ~ ст угла между валами у.
На фиг. 90 представлен график, характеризующий степень не-
равномерности Ь в зависимости от угла ~.
При угле т=2' о= оо; при =5'
1
0 ' — ьо
В тех случаях, когда при определенных углах наклона т, тре-
буется определенная степень неравномерности, карданная пере-
дача может применяться (например, при приводе генератора,
1
для которого степень неравномерности должна составлять 15О
1
ь а при '1
К. п. д. карданной передачи
102
Р. п. д. карданной передачи представляет собой произведение
к. п. д. составляющих ее механизмов, сочлененных деталей карда-
нов и промежуточной опоры.
К. п. д. кардана зависит от его конструкции и тех условий, в ко-
торых он будет работать (например, от углов наклона валов).
К. п. д. промежуточной опоры, в которой вал покоится на одном
или двух подшипниках, может быть определен, если известны
потери на трение в подшипниках качения и в уплотняющих устрой-
ствах.
Потери на трение в полукарданах и карданах с упругими эле-
ментами зависят в основном от физико-механических свойств
резины, из которой изготовлены диски, звенья или сухари. Яля
суждения о примерной величине этих потерь воспользуемся гра-

фиком (фиг. 91), полученным проф. Ваврциниок для дискового
кардана, передающего максимальный крутящий момент 25 кгпв прр
1500 об/мин. Как видно
из графика, при угле ме-
жду валами т=5'. к. п.д.
кардана равен 0,996, т.е.
ВЫСОКИЙ.
ОУ98
Для карданов с кре-
стовиной на игольчатых
подшипниках потери на
трение будут в игольча- О99~~
тых подшипниках, в тор-
цах крестовин и в уплот-
нениях.
Так как к. п. д. игольчатых подшипников высоиий, то основные
потери будут в торцах крестовин и в уплотнениях. Однако и эти
Фиг. 91. К. п. д. дискового полукардана.
0,995
0,990
0,985
О
15
д 993
Фиг. 93. Зависимосгь к. и. д. от
угла наклона валов.
1113
фиг. 92. Зависимость к. п. д. карданной передачи с карданами с крестовиной
от нагрузки.
потери, как видно из графика (фиг. 92), заимствованного из ката-
лога GWB, являются небольшими ~и практически при расчете кар-
данной передачи ими можно прене-
Ь бречь. График составлен для кар-
1 данной передачи, включающей два
б 999 кардана с крестовиной, вращающей-
2 ся со скоростью 3000 об/мин. Кривая
1 отиосится к полной нагрузке, кри-
вая 2 — к половинной нагрузке и
кривая 8 — к нагрузке, равной од-
0995
HQH четверти; и ри отсутствии угла
между валами к. п. д. равен единице.
На фиг. 93 показано изменение
к.п.д. карданной передачи с двумя
О 5 1О 15 ~0 g'' карданами с крестовиной без ком-
пенсирующего устройства в зависи-
мости от угла наклона валов.
Кривая 1 учитывает только потери
в восьми игольчатых подшипниках цапф крестовин, а кривая 2—
суммарные потери на трение в двух карданах при передаче макси-
~~ального крутящего момента. Разность ординат между кривыми

1 и 2 дает все прочие потери на трение в карданной пере-
даче.
Как видно из графика (фиг. 93), к. п. д. карданной передачи
сравнительно быстро падает с ростом угла между валами.
Для теоретического определения к.'п. д.я кардана с кресто-
виной при угле наклона валов не свыше 8 — 10 может быть исполь-
зовано уравнение, предложенное акад. Е. А. Чудаковым
4pr, tgy
(32)
3(рнтнческое число оборотов карданной передачи
Зная величину максимального крутящего момента, нагружаю-
щего карданную передачу, ~и расстояние между центрами карда-
нов, можно определить необходимые размеры передачи, удовле-
творяющие статической прочности.
Однако возникающие изгибные колебания, которые зависят от
скорости вращения карданной передачи и ее длины (расстояния
между центрами карданов), могут при выбранных сечениях кар-
данных валов привести к их поломке.
Под критическим числом оборотов вала понимают число оборо-
тов вала, при котором происходит потеря устойчивости прямоли-
нейной формы оси вращающегося вала. Таким образом, чтобы не
было потери устойчивости карданным валом максимальное число
оборотов карданного вала должно быть ниже критического числа
оборотов.
Проверка критического числа оборотов карданного вала произ-
водится по следующим уравнениям, в которых принимается, что
на всей длине карданный вал имеет постоянное сечение.
Для трубчатого вала
(33)
п„=~
для сплошного вала
D
~ю
(34)
где р — коэффициент трения в сочленении крестовины;
r, — радиус шипа крестовины;
~- — угол наклона валов;
R — средний радиус вращения шипов крестовины.
У специальных типов карданов к. п. д. также близок к единице.
,Яля шариковых карданов с делительным механизмом при угле
между валами т =25' потери на трение составляют пр~имерно 2%
[24]. т. е. к. п. д. равен 0,98.
Таким образом, при расчете карданной передачи величина
к. п. д. кардана независимо от его конструкции может быть при-
нята (в некоторых случаях и с известным запасом) равной 0,98.

где q — коэффициент;
D — наружный диаметр вала в см;
d — внутренний диаметр вала в см;
L — расстояние между центрами карданов в см. При наличии
промежуточной опоры для L берут расстояние между
центром кардана и центром промежуточной опоры.
Значения коэффициента q, взятые по различным источникам,
несколько отличаются между собою, что, очевидно, можно отне-
сти за счет принимаемого значения модуля упругости Е для стали.
Акад. Е А. Чудаков рекомендует коэффициент q для валов при-
нимать равным 1 025 10', фирма CrWB 1 22 107, а фирма
Рзепп 1,11 ° 10'.
Теоретическое значение критического числа оборотов, подсчи-
танное по приведенным выше формулам, должно быть выше ма-
ксимально возможного значения числа оборотов при эксплуатации
(например, при движении с горы, когда число оборотов кардан-
ного вала может быть выше числа его оборотов по двигателю).
Коэффициент Й представляет собой отношение критического
числа оборотов и„& t K эксплуатацион ым чис ам оборо ов
/г= — Р. (35)
)
Фирма GOB указывает, что коэффициент k должен быть не
менее 1,2.
Значение k=1,2 допустимо в том случае, если зазоры в шлице-
вом сочленении и в игольчатых подшипниках выдержаны с доста-
точной точностью.
Фирма Рзепп рекомендует, чтобы критическое число оборотов
было, по крайней мере, на 20'/О выше эксплуатационного числа
оборотов.
В отечественной практике критические числа оборотов кардан-
ного вала обычно принимают на 1000 оборотов выше его возмож-
ных эксплуатационных чисел оборотов.
Карданные валы в приводе ведущих и управляемых колес на
критическое число оборотов не проверяют, так как они имеют
малую длину между центрами карданов (при двух карданах) и
вращаются со сравнительно низким числом оборотов.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ КАРДАННОД ДЕРЕДАЧИ
При проектировании и расчете карданной передачи, как и лю-
бого другого механизма, необходимо знать, в какие эксплуатацион-
ные условия будет поставлена разрабатываемая конструкция,
знать все виды действующих нагрузок не только по величине, но
и по времени их действия.
Составление ясной картины нагрузочного режима осложняется
для автомобиля его известной универсальностью, заключающейся
в том, что один и тот же автомобиль работает в различных дорож-
ных условиях и с неодинаковой нагрузкой. Несколько большая
ясность в условия эксплуатации вносится при проектировании
специальных авгомобилей, предназначенных для определенных
ограниченных дорожных условий и нагрузок.
~ля надежной эксплуатации автомобиля необходимо, чтобы он
не выходил из строя из-за преждевременной поломки его деталей
(обладал определенной прочностью) или их износа (имел продол-
жительный срок службы).
Таким образом, намечаются два вида расчетов: на прочность ч
яа износ.
При расчете на прочность, от которой зависит надежность ра-
боты механизма, нужно знать максимально возможные, хотя бы
и единичные, так называемые пиковые нагрузки.
Расчет на прочность по максимальному крутящему моменту
двигателя не дает возможность определить максимальные напря-
жения, так как пиковая нагрузка может быть значительно больше.
Исследования нагрузочных режимов автомобильных трансиис-
° сий показали, что инерционный момент двигателя при резком
включении сцепления и при блокировке колес при торможении
с невыключенным сцеплением может значительно превышать
максимальный крутящий момент двигателя. И если при некоторых
обстоятельствах сцепление является известным предохранителем
(за счет пробуксовки) от перегрузки трансмиссии автомобиля, то
при резком включении сцепления,и торможении (при котором про-
исходит скольжение колес) с невыключенным сцеплением, пиковы1
нагрузки могут быть значительно выше нагрузок, определяемых
по коэффициенту запаса сцепления.
Опытные данные показывают, что при резком включении сцеп-
ления инерционный момент на карданном валу за коробкой пере-
дач может быть в 2 — 3,5 раза больше максимального крутящего
;-'. 06

момента двигателя. Методика определения этого момента расчет-
ным путем в процессе проектирования трансмиссии разработана
недостаточно, а экспериментальное определение возможно при
наличии опытных образцов.
При введении в трансмиссию автомобиля упругого звена сни-
жаются пиковые нагрузки. Этим объясняется наблюдаемое в по-
следнее время введение в трансмиссию автомобиля, в частности
в карданные передачи, упругих муфт, которые устанавливают вме-
сте с карданами или встраивают в карданный вал. На фиг. 69
была показана карданная передача Спайсер с упругой муфтой,
используемая в трансмиссиях автомобилей большой грузоподъем-
ности. При установке гидротрансформатора также снижаются пи-
ковые нагрузки в трансмиссии.
Для определения срока службы механизма необходимо устано-
вить величину и длительность действия наиболее характерных для
данного автомобиля нагрузок.
И СХОД Н Ы E ПАРАМ ЕТРЫ КАРДАН НО Я П EP ЕДАЧ И
В процессе эскизного проектирования намечают координаты
расположения центров карданов относительно других механизмов
трансмиссий, выбирают конструкцию карданной передачи и пред-
варительно определяют ее основные размеры.
~ля решения этих вопросов, если не проектируют совершенно
новую конструкцию карданной передачи, используют, как правило,
материалы каталогов по существующим конструкциям.
При рабочем проектировании окончательно разрабатывают
конструкцию карданной передачи, анализируют ее работу и рас-
считыва~от как передачу в целом, так и отдельные ее механизмы и
детали.
Так как условия работы карданных передач зависят от разл~ич-
ных факторов, учесть которые в материалах каталогов невозможно,
то это ограничивает число параметров, приводимых в каталогах,
самыми основными, необходимыми для общей ориентации при вы-
боре карданной передачи. Поэтому при рабочем проектировании
возникает необходимость подробного расчета как самой передачи,
так и ее деталей и механизмов.
Параметры, приводимые в каталогах различных фирм, даже
по однотипным конструкциям карданных передач, полностью
между собою не унифицированы. Однако во всех каталогах при-
водятся следующие исходные параметры:
̄— максимально рекомендуемый или допустимый крутящий
момент, передаваемый карданом или карданной передачей;
т — угол наклона валов (обычно максимальный);
L, — длина карданной передачи (расстояние между торцами
фланцев).
В некоторых случаях (например в каталоге фирмы GWB) ука-
зывается также статический разрушающий крутящий момент, т. е.
момент, при котором наступает разрушение одного из элементов
передачи.
107

Многие фирмы (особенно английские и американские) указы-
вают, кроме крутящего момента, значение передаваемой мощности
при 100 об/мин (см. табл. 7).
Иногда, кроме максимального крутящего момента, указывается
и среднее его значен1ие. Что касается весовых данных, то они не
всегда приводятся, и если и даются, то для определенных услов-
ных размеров длин карданной передачи (например 1000 и 2000 мм).
В редких случаях для- этих же длин приводятся и значения мо-
ментов инерции (см. табл. 8).
ри sill- z + cos- а ° cos~ т
к2 gal
cos y
Из этой формулы видно, что минимальное значение крутящего
момента Мк2 на карданном валу будет при а=0' и максимальное
пр,и a=90'. Отсюда
'Ик2 тах
С05 fogy,
крутящий момент на ведущем валу М„равен максимальному
крутящему моменту двигателя, а если карданная передача распо-
ложена за коробкой передач, то этот момент должен быть умножеи
на максимальное передаточное число коробки. Обычно в этих слу-
чаях к. и. д. работающих передач не учитывается.
В многоприводных автомобилях, когда в трансмиссию вводится
раздаточная коробка и имеется несколько карданных передач, рас-
пределение момента по последним зависит от наличия и конструк-
ции межосевого дифференциала, длины и жесткости валов и не-
которых других факторов (длины и жесткости полуосей, зазорами
в сочленениях трансмиссии, жесткости шин и дорожных условий).
Если обозначить Х1, л2 и ) „коэффициенты распределения крутя-
щего момента по карданным передачам, то расчетный момент па
соответствующей передаче за раздаточной коробкой
hf„к — Мтах ' i„° i~„),n~
(37)
108
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ
Действующие силы при расчете на прочность определяются для
случая действия максимальных нагрузок (статических и динамиче-
ских). Под максимальной статической нагрузкой понимается на-
грузка, полученная в результате использования максимального
крутящего момента двигателя. Максимальные динамические на-
грузки, вызванные отклонением от нормальных эксплуатационных
условий (выезд из колеи, резкое торможение и т. п.), следует счи-
тать эпизодическими.
Таким образом, расчет на прочность следует вест~и по макси-
мальным статическим нагрузкам с последующей проверкой на
максимальные динамические нагрузки.
В карданной передаче при постоянном крутящем моменте на
ведущем валу М,1 ведомый вал будет находиться под воздействием
переменного крутящего момента М,2, определяемого выраже-
нием:

где М,„,„— максимальный крутящий момент двигателя;
i,— наибольшее передаточное число в коробке передач
(первая передача или задний ход);
ср„— наибольшее передаточное число в раздаточной коробке.
Используя уравнения (36) и (37), получим
Мma~~к~рк~п
(38)
g2 max—
cos у,„„„
где ~,„— максимальный статический угол между валами.
Так как угол т„„., обычно имеет сравнительно малую величину,
то без большой погрешности его можно не учитывать. Тогда
a;l max = ~и кЪ max = ~max ' ~к ' ~рк ' ~'и
(39)
При установке на автомобиле трансмиссионного тормоза (на ко-
робке передач или раздаточной коробке) прочность дегалей кар-
данной передачи должна быть проверена на максимальный тор-
мозной момент, который для карданной передачи, расположенной
за главной передачей, определяется из выражения
'Их2 а1ах ~729Гк
(40)
где G~ — вес, приходящийся на ведущую ось, которая связана
с трансмиссионным тормозом;
и — коэффициент сцепления между шиной и дорогой; коэф-
фициент принимается равным 0,7;
г„— радиус колеса;
ер передаточное число главной передачи.
Помимо расчета на прочность и на износ, карданная передача
проверяется на инерционные нагрузки при резком торможении ко-
лесным или трансмиссионным тормозом с невыключенным сцепле-
нием. В этом случае расчетный момент
к2 тах
=м„,
где P — коэффициент запаса сцепления.
При расчете карданных передач на износ необходимо пользо-
ваться средним эксплуатационным крутящим моментом. Для лег-
ковых и грузовых автомобилей и автобусов этот момент опреде-
ляется на прямой передаче в зависимости от отношения полного
веса 6, автомобиля к максимальному крутящему моменту дви-
гателя Мтах
(4&g
Мщд~й
М
эк = 10() У
(42)
где а — коэффициент использования максимального крутящего
момента двигателя, который определяют по графику
(фиг. 94).
209

° °
° ° ° ° °
° ° ° ° ° °
9 ° ° 4 r
9 а j ° °
9 ° 11
9 3 °
° в ° °
° в °
° °
° э °
9 Ф
° °
; ИИИИИ
' КИЮИИ
gSQEL
. 'ИАИИИ
ИИИИ
° ф 9 ° al j
Ф ° Ф
а °
° в ° ° °
° ° ° ! в
° °
° в °
в ° ° °
r
° j ° ° °
б
9 ° а
а
° °
° ° j
° ' ° 9 ° II
9 а j a
II У е
) I ) °
а
r
й ° °
° °
9 °
ИИИИИ
дуррию
' друри
~дуццф
)
I
9 ° е ° r ° °
й
° °
Ю °
r в ° °
° ° ° :
° °
r ° °
° 1 1 а
° в °
ю е ° ° °
° а 9 а
а
° "9
в
° б
9 ° 11
° ° ° е ° j ° ° 3 ° °
! °
° °
е
° 9 9
r °
° °
° °
I i II I ' ° 1 J
в й
° °
° ° ° в ° ° э
° ° е
° 9 а
° °
3.
9 °
° а
а °
ю ° е
° б
° ° а а ° а
9 3 ° в r °
° в ° ° °
1 ю ' ll
1 I '1
1 ! !
ф ° I °
е ° 1 °
° I а Э
й Е ° а
ееI
° ° °
Э ° °
1 !
Il
li
! 1
° !1
+ I I
е
° °
° °
° °
° Э
1]0

УГЛЫ НАКЛОНА ВАЛОВ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧН
Для проектирования карданной передачи необходимо знать
углы (статические и динамические) между валами, которые воз-
можны при эксплуатации автомобиля.
Под статическими углами понимаются углы наклона валов при
неподвижном автомобиле, установленном на горизонтальной опор-
ной плоскости. Статические углы определяют для автомобиля без
нагрузки и с полной нагрузкой.
Динамические углы возникают при движении автомобиля из-за
наличия упругих элементов подвески и под влиянием тяговых и
тормозных усилий.
При расчете деталей карданной передачи на прочность исполь-
зуют наибольшие углы наклона валов, а при расчете на износ—
углы наклона валов, при которых карданная передача работает
наиболее длительное время.
На фиг. 95, а приведена схема карданной передачи, имеющая
только статические углы .Т.1 ~и 'f®, поскольку агрегаты, соединяемые
карданной передачей, жестко закреплены на одной раме. Вели-
чины указанных углов не зависят от степени нагрузки автомобиля
На фиг. 95, б дана весьма распространенная схема карданной
передачи, у которой как статические, так и динамические углы
наклона карданного вала зависят от степени нагрузки автомобиля
и дорожных условий. Обычно при такой схеме привода карданный
вал имеет наклон только в вертикальной плоскости.
На фиг. 95, в приведена схема карданной передачи, имеющей
промежуточную опору. Вал 4 в этом случае будет работать при
постоянном угле т1. Так как вал 3 расположен под некоторым
углом к продольной вертикальной плоскости автомобиля, то на
чертежах указываются проекции этих углов на вертикальную к
горизонтальную плоскости. Для расчетов определяют действитель-
ные углы, при которых работает карданная передача.
При передаче тягового усилия или торможении упругими эле-
ментамии подвески ведущий мост поворачивается н а некоторые.
углы 91 и 92 (фиг. 95,г).
На фиг. 95, д приведена схема карданной передачи, у которой
тяговые и тормозные усилия передаются с помощью карданной:.
трубы. В этом случае возможна установка только одного кар-
дана, причем центр кардана совпадает с центром шаровой опоры
карданной трубы.
Динамические углы 6 и Х показаны на фиг. 95, б, в и г. Эти
углы для разных отклонений карданного вала обозначены соот-
ветствующими индексами.
т,~ — проекция угла между ведущим и карданным валами на:
вер гикальную плоскость;
у~~ — проекция угла между ведомым и карданным валами на.
вертикальную плоскость;
~,д — проекция угла между ведущим и карданным валами нз
горизонтальную плоскость;

Фиг. 95. Принципиальные схемы карданных передач и углы наклона кар-
данных. валов:
1 — рама; 2 — ограничитель; 3 и 4 — валы.
%12

~2д — проекция угла между ведомым и карданным валами на
горизонтальную плоскость;
~, и ~,— углы между ведомым, ведущим и карданным валами;
о1 и 02 — углы наклона ведущего и ведомого валов относительно
карданного вала при максимальном подъеме колеса (или опуска-
нии кузова);
~1 и Х~ — углы наклона ведущего и ведомого валов относи-
тельно карданного вала при наибольшем опускании колеса
(подъеме кузова);
и ~.,— углы наклона ведущего и ведомого валов относи-
тельно карданного вала при повороте заднего моста в момент тор-
можения (соответственно при пере-
даче тягового усилия). 1
При определении углов 6, Х и & t;
проекции на горизонтальную и верти- г
кальную плоскости обозначаются так
же, как и для углов f g u f g.
Для уменьшения углов наклона
карданных валов двигатель обычно H
располагают под небольшим углом к
горизонтальной оси автомобиля. Ниже
приведены величины для угла наклона
оси коленчатого вала двигателя относительно горизонтали.
Фиг. 96. Проекции угла между
валами
Легковые автомобили:
МЗМА-400
МЗМА-407
М-20 .Победа
Грузовые автомобили:
ГАЗ-51А
3 ИЛ-164
МА3-200
1'10'15"
3'40'
3'30'
0'42'
Из приведенных данных видно, что угол наклона оси коленча-
того вала к горизонтали имеет небольшую абсолютную вели-
чину, однако она имеет существенное значение для карданной пе-
редачи.
При проектировании сложных пространственных карданных
передач конструктору обычно бывают известны углы между валами
на вычерченных проекциях передачи. Для кинематического и сило-
вого анализа передачи необходимо знать действительное значение
угла т между валами.
Чаще всего в практике конструирования встречается случай,
когда ось одного из валов бывает параллельна плоскостям проек-
ций Н и V (фиг. 96).
Искомый угол т определяют из соотношения
&l ;g т= ~к'~н &
( )
8 Зак. 2/847
где тд и yz — проекции искомого угла соответственно на пло-
скости Н и K

Сложнее обстоит дело в общем случае при проектировании
сложных пространственных карданных передач.
Определим угол т между пересекающимися прямыми 1 и 2 па
проекциям этих пересекающихся прямых (фиг. 97) . Г1оме-
стим в точку О пересечения прямых систему координат xyz, парал-
лельную плоскостям проекции. При этом индекс в обозначении
Фиг. 97. К определению действительного угла у между валами.
проекции направляющих углов е, q, & t; пря ы   2 указыв
принадлежность прямой 1 и 2 и плоскость проекции '.
При принятых обозначениях действительное значение угла
между валами определяем из выражения:
1
cosy =
~(1+ @",„+ ~я"Ä)(i+ @",„+ ~я"Ä) '
1
У(1 + &lt a~ Ч у + lt;a' ') p (1 + ~0  2уу + ~я
1
(44)
p(s ~g~ а, ~- ц~ э,„,) (i —; ц~ ь„, ~- ср э,„,)
' Направление отсчета проекций направляющих углов, как это видно из
последующего, не имеет значения.
11

В некоторых случаях более удобной может оказаться формула
"~'1~ — 'g'2~)'+«g и — «' )'+«g « — tg «)'
(t +tg ~tgê~ð +tg6 «~ )3 . (45)
fo2 -~
Знание углов наклона валов позволяет вычертить схему пере-
мещения деталей карданной передачи, удобную для практического
использования.
В качестве примера на фиг. 98 приведена схема для карданной
передачи, соединяющей коробку передач с главной передачей. На
схеме показаны перемещения карданной передачи в вертикальной
плоскости. За нулевую линию принята горизонталь, проходящая
через центр переднего кардана при среднем положении заднего
кардана и полной статической нагрузке. Крайнее верхнее положе-
ние заднего кардана определено для случая сбитого буфера из
резины, а крайнее нижнее положениа — для вывешенного заднего
моста. Так как схема перемещений вычерчивается в определенном
масштабе, то это позволяет определить величину перемещения
любой точки карданной передачи, что важно при компоновке авто-
мобиля.
ДЛИНА КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ
При выборе длины Е„карданной передачи (L„— расстояние
между торцами фланцев) необходимо руководствоваться следую-
щим:
а) не допускать изгибных колебаний, зависящих, в первую
очередь, от числа оборотов вала. В этом отношении трубчатые
валы обладают преимуществом;
6) низшее, критическое число оборотов карданной передачи
должно быть не менее чем на 25% выше максимально возможного
,числа ее оборотов;
115
фиг. 98. Принципиальная схема карданной передачи:
I — положение переднего кардана карданной передачи при крайнем верхнем и нижнем положе-
нияг заднего кардана; II — положение переднего кардана карданной передачи при среднем поло-
жении заднего кардана; Ш вЂ” крайнее верхнее положение заднего кардана; IV — среднее поло-
жение заднего кардана (при полной статической нагрузке); V — крайнее нижнее положение
заднего кардана; 1 — ось двигателя; 2 — ocb карданной передачи; 3 — ось ведущей шестерни
заднего моста.

в) не следует увеличивать длину L между центрами карданов
против существующих размеров, рекомендуемых фирмами, постав-
ляющими карданные передачи, так как при этом может потребо-
ваться для повышения
изгибной жесткости со-
7000
ответствующее увели-
чение диаметра вала.
Так как не всегда
4000 возможно удовлетво-
рить требованиям, ука-
занным в пунктах а и
б, при использовании
цу стандартных передач,
/~Ф~~ то некоторые фирмы
для этого случая выпу-
Оз]г
уу~ .скают карданные пере-
дачи с увеличенными
Я0 8000#003000 ДИаМЕТРаМИ BBJIOB.
nm~~ Ot/Мин На фиг. 99 дается
гр ашик зависимост~
Фиг. 99. Зависимость между длиной вала и до-
пустимым числом оборотов для кардаиов между длиной L„è
фирмы GWB .максимально допусти-
мым числом оборотов
для карданных передач фирмы GWB при условии, что критиче-
ское число оборотов 1-го порядка будет íà 25% выше допустимого
числа оборотов.
Для иллюстрации изложенного приведена табл. 27, в которой
3000
~000
Ш ЮИОО
Стандартные кардан-
ные передачи
Карданные передачи с увеличенными диа-
метрами труб
Максималь-
но допу-
стимый кру-
тящий мо-
мент
в кгсм
Типоразмер
карданной
передачи
Наружный
диаметр
трубы S
в Мм
Наружный
диаметр
трубы S
в мм
Наружный
диаметр
трубы $
~ мм
L
в мм
L„.
в мм
к
в мм
28
32
50
60
70
90
1150
1500
1300
1400
1500
1600
1350
2250
11200
20000
35500
63000
173/1
173/2
187/1
187/2
187/3
187/4
1500
1650
1750
1750
1900
60
70
90
100
80
П р и м е ч а и и е. Прочие данные по указанным стандартным типоразмерам карданных
передач приведены в табл. 8.
даны максимальные значения ~„при 3000 об/мин для карданных
передач общепринятых размеров и для передач с увеличенными
116
Таблица 27
Рекомендуемые фирмой GWB расстояния L~ между торцами фланцев
для 3000 об/мин

размерами валов. При этом критическое число оборотов для этих
передач будет не ниже 3750 в минуту (т. е. íà 25'/О выше
3000 об/мин). Kpoiwe того, фирма указывает, что возможно даль-
нейшее кратковременное увеличение числа оборотов еще на 10'/О.
ПОДБОР КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ ПО ДАННЫМ ФИРМЫ GWB
Фиг. 100. График зависимости типо-
размеров карданных передач от чи-
сла оборотов и передаваемого крутя-
щего момента.
10 000 15 000 . 20 000
1,26 1,44 1,58
7500
1,12
К 1
117
Фирма GWB указывает, что подбор карданной передачи, исходя
только из максимального крутящего момента силового агрегата,
без учета конструкции и специфических условий работы трансмис-
сии (углов между валами, стабильности режима, упругой связи
и т. п.), не дает удовлетворитель-
ных результатов. По этим сооб- „,„" юб~0~;~
М„
ражениям фирма окончательно ецио ~б7/.5
рекомендует карданную переда- ~б7б~ щ~~
чу только после всестороннего ~~®
исследования рабочего режима
100
автомобиля в лабораторных и до- ®~/р
рожных условиях. Для предвари- 50 ~~'/~
тельного выбора типоразмера
карданной передачи можно поль- 0
~~~/О
зоваться графиком (фиг. 100),
"Л/у
составленным для случая дли- 1~~/р
тельной p360TbI карданной пере-
дачи с постоянным крутящим мо-
ментом пРи Условии, что Угол на- ~00 4РР б00 1000 15002000250050Н
клона валов не более 3' и рас- и ob/мин
четная долговечность 5000 час.
При всех отклонениях от указан-
ных условий должны быть вне-
сены коррективы с использова-
нием соответствующих коэффи-
циентов, учитывающих динамические нагрузки (Ki), желаемую
долговечность (К2) и угол между валами (Кз).
коэффициент К|, учитывающий динамические нагрузки, при
наличии упругой связи в трансм1иссии находится в пределах
1,25 — 2,0, причем рекомендуются следующие величины К1'.
1,5 — для дизелей с четырьмя и более цилиндрами;
1,25 — для карбюраторных двигателей с четырьмя и более
цилиндрами;
2 — для дизелей с тремя и менее цилиндрами;
1,5 — для карбюраторных двигателей с тремя и менее цил~ин-
драми.
Если в трансмиссии отсутствует упругий элемент (например,
муфта), то к значению К1 надо прибавить 05.
Для коэффициента долговечности К~ принимают следующие
значения:
Долговечность в час .. 5000

коэффициент Кэ учитывает влияние угла наклона валов т, если
он свыше 3'.
Угол То . До 3 3 — 6
Kç -.... 1 12
6 — 10 10 — 15
1,45 1,65
Так как график, приведенный на фиг. 100, не отражает специ-
фических особенностей карданных передач автомобилей, то остается
открытым вопрос определения величины длительно действующего
постоянного момента. 1~ак уже указывалось, за такой момент
в автомобилестроении принимается средний эксплуатационный
крутящий момент на прямой передаче, определяемый в функции
отношения „' (см. фиг. 94).
ГПд Х
Если и для этого случая подбора карданной передачи исполь-
зовать значение среднего эксплуатационного крутящего момента,
то выражение для определения величины допускаемого момента М„'
примет следующий вид:
М,'=М„° К1 К, К,. (46)
М,'= 2750 1,75 1 ° 1,2 = 5800 кгсм.
Принимая среднюю техническую скорость движения по дорогам
с усовершенствованным покрытием равной 45 км/час, получаем
число оборотов двигателя, соответствующее этой скарости около
1500 в минуту.
По графику, представленному на фиг. 100,этим исходным пара-
метрам автомобиля рекомендуется карданная передача 187/2
с максимально допустимым крутящим моментом 20000 кгсм.
118
Зная момент М,' и число оборотов по графику (фиг. 100) опре-
деляем типоразмер карданной передачи фирмы GWB.
Так как типоразмер карданной передачи определен по средне-
эксплуатационному моменту на прямой передаче, то необходимо
проверить, не будут ли крутящие моменты на первой передаче или
при заднем ходе выше максимального значения крутящего мо-
мента, указанного в каталоге.
В качестве примера определим типоразмер карданной передачи
по методу фирмы GWB для автомобиля ЗИЛ-164, у которого ма-
ксимальный крутящий момент двигателя равен 3300 кгсм и пол-
ный вес 8250 кг.
По графику (см. фиг. 94) для 'коэффициента а =
'.8250
= 2,5 процент использования максимального крутящего
момента двигателя равен 83_#_o, а коэффициенты К по данным
фирмы GWB имеют следующие величины К,=1,25+0,5=1,75;
К,=1 (для долговечности 5000 час.); К,=1,2 (примерно для
=6'). Поэтому
М„= М,„„. 0,83 = 3300 0,83 = 2750 кгсм;

Наибольшее передаточное число коробки передач автомобиля
ЗИЛ-164 равно 6,7 (задний ход). С учетом этого передаточного
числа максимальный крутящий момент для ведущего элемента
карданной передачи (для вторичного вала коробки передач)
М„, = М,„6,7 = 3300 ° 6,7 = 22100 кгсм.
Полученная величина максимального крутящего момента
близка к величине крутящего момента, указанной для карданной
передачи типоразмера 187/2.
При сравнении размеров крестовин карданов автомобиля
ЗИЛ-1'64 с аналогичными размерами крестовин типоразмера 187/2
оказалось, что они прибл~изительно одинаковые.
ВЕСОВЫЕ ДАННЫЕ ПО КАРДАННЫМ ПЕРЕДАЧАМ
с„
кг
35
700
б00
/ф~ кгпв
Фиг. 101. Зависимость между весом карданной передачи и передаваемым
максимальным крутящим моментом (при <=] pp
Вес карданной передачи с двумя карданами складывается из
весов карданов, компенсирующего устройства (если оно имеется)
и карданного вала.
Различные величины межцентровых расстояний L между кар-
данами получаются за счет изменения длины карданного вала.
Таким образом, увеличение веса карданной передачи в зависимо
сти от ее длины (для данного типоразмера) происходит фактически
за счет веса карданного вала.
Яля суждения о весовых параметрах карданных передач с кар-
данами с крестовиной на игольчатых подшипниках можно восполь-
зоваться данными табл. 28 и графиком (фиг. 101) зависимости
между весом G„карданной передачи при L, = 1000 мм,и переда-
119
Одним из направлений в усовершенствовании карданных пере-
дач является снижение их веса при сохранении прочностных дан-
ных. Фирма Харду-Спайсер указывает, что за последние 25 лет
вес карданных передач уменьшился в среднем íà 20%.

ваемым максимальным крутящим моментом. 1~ак видно из гра-
фика, для низких значений максимального крутящего момента
имеется почти прямолинейная зависимость между передаваемым
максимальным крутящим моментом М„и весом О„карданной пе-
редачи. При более высоких значениях максимального крутящего
момента эта зависимость нарушается, так как величина М, растет
быстрее веса 0„.
Та0лица 2g
Данные по карданным передачам с карданами с крестовиной на
игольчатых подшипниках (фирма GWB)
Вес G„ карданной передачи
в кг при длине Е * в мм
Максимально допусти-
мый крутящий мо-
ментМ в кгсм
Вес G 1 пог. м
и
трубы в кг
Наружный диа-
метр трубы в мм
* I. — расстояние между торцами фланцев.
к
Эти данные позволяют с необходимой для эскизного проектиро-
вания точностью производить весовую оценку карданных передач
аналогичных типов.
Зная вес 1 пог. м трубы можно определить, насколько
проектируемая карданная передача длинеее карданной пере-
дачи при L=1000 мм и вычислить ее вес для любого значе-
ния L„.
КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА КАРДАННОЯ ПЕРЕДАЧИ
Под коэффицентом запаса К, карданной передачи понимается
отношение разрушающего крутящего момента Мр„(вызывающего
поломку одной из деталей передачи) к максимальному (статиче-
скому) крутящему моменту М„передаваемому карданной пере-
дачей
Мр~,
M
(47)
Величина разрушающего крутящего момента не всегда приво-
дится в каталогах. Фирмой G%B указывается величина разрушаю-
120
6300
7550
11200
13500
20000
24000
35500
42000
63000
75000
50
50
55
50
60
70
70
80
90
100
5,9
6,0
8,2
8,2
12,8
13,3
21,7
22,5
35,4
36,9
8,2
8,3
11,6
11,7
17,0
18,3
28,2
30,0
43,9
46,4
2,3
2,3
3,4
3,5
4,2
5,0
6,5
7,5
8,5
9,5

щего крутящего момента, что дает возможность определить вели-
чину К, для ряда карданных передач. Значения К, приведены
в табл. 29. 1~ак видно из табл. 29, значение g, находится в преде-
лах 3 — 3,2.
Таблица 29
Значения коэффициента запаса К, для карданных передач фирмы GWB~
Крутящий момент
в кгсм
Крутящий момент
в кгсм
Коэф-
фици-
ент К
Коэф-
фици-
ент К
Типоразмер
карданной
передачи
Типоразмер
карданной
передачи
PQ3
раз
187 '0
187/1
187/'2
187/3
187/4
167/4
167/5
6300
11 200
20 000
35 500
63 000
70 000
110 000
20 000
36 000
65 000
112 000
195 000
225 000
380 000
3,05
3,12
3,17
3,10
3,07
3,18
3,22
3,26
3,16
3,10
3,21
3,45
287/О
287, 1
287/2
287/3
287/4
7550
13 500
24 000
42 500
75 000
23 000
42 000
76 000
132 000
230 000
* С крестовиной на игольчатых подшипниках.
КН
М
На этот же крутящий момент проверяется у автомобилей
ЗИЛ-164 и МАЗ-200 и прочность сварного шва карданной трубы.
121
Если подбирать карданную передачу с коэффициентом запаса
К, =3, то максимальные динамические нагрузки, при которых не
наступает разрушение карданной передачи, не должны превышать
трехкратной максимальной статической нагрузки. Таким образом,
величина К, лимитирует значения максимальных динамических
нагрузок, что необходимо учитывать при расчете на прочность.
Kar& t; показыв ет практи а, одинако ые по типоразме ам к
данные передачи различных фирм имеют, близкие разрушающие
моменты. Исходя из этого, определим коэффициент запаса К, для
карданных передач отечественных грузовых автомобилей ЗИЛ-154
и МАЗ-200.
Яля контроля карданных передач в производственных условиях
в технической документации обычно указывается контрольный кру-
тящий момент М„„(статический), который определяется из усло-
вия отсутствия в деталях карданной передачи после испытания
остаточной деформации. Обозначим отношение контрольного кру-
тящего момента М„„к максимальному крутящему моменту Af „
через К,

Величина К,' для отечественных грузовых автомобилей ЗИЛ-164
к МАЗ-200 приведена ниже.
М А3-200
ЗИЛ-164
Максимальный крутящий момент
Мк в кгсм '.
Разрушающий крутящий момент М,аз
по данным фирмы GWB в кгсм
Коэффициент запаса К
Контрольный крутящий момент М«
Коэффициент Кв'
31 440
22 110
76 000
3,43
31 000
1,40
112 000
3,55
40 000
1,24
' Максимальный статический крутящий момент на карданной передаче опре-
делен как произведение максимального крутящего момента двигателя на переда-
точное число заднего хода коробки передач.
' По документации завода.
Значения К,' для карданных передач
Крутящий момент
в кгсм
Коэф-
фици-
ент
3
Коэф-
фици-
ент
3
Крутящий момент
В К8СМ
Типоразмер
карданной
передачи
Типоразмер
карданной
передачи
Мкн
Передачи фирмы Юрид с резиновым упругим элементом
1
11
111
Г~
4000
8000
12000
18000
6000
12000
18000
27000
25000
45000
60000
V
VI
VII
1,50
1,50
1,50
1,50
37000
68000
90000
1,48
1,51
1,50
Передачи фирмы Рейнметалл с карданами с крестовиной на игольчатых
подшипниках
в
67,0
67,1
67,2
67,3
4800
8500
12500
21000
67,4
67,5
67,6
7000
12000
18000
30000
50000
90000
170000
35000
65000
120000
1,46
1,41
1,44
1,43
1,43
1,38
1,43
Передачи (для передних oceu) фирмы Рзеппа с шариковыми карданами
и делительным механизмом
12500
18000
20800
27600
R
А
В
С
16600
25000
36000
44000
36000
50000
83000
180000
240000
65000
83000
132000
276000
370000
1,80
1,65
1,61
1,53
1,55
1,33
1,38
1,73
1,60
D
Е
G
L
N
J 22
В инструкциях и каталогах многих фирм указана не величина
разрушающего крутящего момента, а величина момента M„„.
В табл. 30 приведены значения К,' для карданных передач
фирмы Юрид с упругими дисковыми полукарданами,и для кардан-
ных передач с карданами с крестовиной фирмы Рейнметалл.
Величина К,' колеблется (согласно табл. 30) в пределах 1,46—
1,41 для карданных передач Рейнметалл и составляет 1,5 для кар-
данов фирмы Юрид. Примерно такое же значение (близкое к 1,6)
имеет коэффициент K,' для синхронных карданов фирмы Рзепп.
Таблица 30

. РАсчет КАРДАнОВ и КАРДАнных пеРеДАч
Пол укарданы
Зубчатый полукардан рассчитывается на прочность аналогично
зубчатым муфтам коробок передач. Однако такие карданы не при-
меняются в автомобилестроении вследствие их склонности к зна-
чительным износам, сопровождаемым появлением динамических
нагрузок и шумом при работе.
Дисковый пол у к а р да н устанавливают в том случае,
когда угол наклона валов при ненагруженном автомобиле не более
3' и наибольшее значение угла не
превышает 5'. При полной нагрузке
угол между валами будет несколь-
ко меньше, а при соответствующем
наклоне оси коленчатого вала и
ведущей шестерни главной передачи
может быть доведен до 0'. Кроме
того необходимо убедиться, что
э
/
угол поворота заднего моста ~ (при
б
трогании и торможении) также не
~ Г
будет превышать указанных выше
величин. 1 l
При выборе размеров дисков
(диаметра и ширины) нельзя исхо- ф . 102. Схема работы отдель-
ДИТЬ ТОЛЬКО ИЗ МаКСИМаЛЬНОГО ПЕ- ных элементов диска мягкого
редаваемого крутящего момента,
так как большое влияние на надеж-
ность работы оказывают величина
эксплуатационного момента и длительность работь
аботы q наибольшим
углом между валами.
Для уяснения работы отдельных элементов диска при передаче
крутящего момента на фиг. 102 приведена схемa кардана, <
щего из диска и двух трехлапочных вилок. п
Сплошными линиями
показаны элементы диска, работающие на сжа тие а IIITpHXOBblMH
линиями — на растяжение.
Расчет дисков полукарданов из прорезиненной т
ной ткани в связи
с неопределенностью распределения усилий внутри отдельных
слоев ткани, носит приближенный характер. О прочности дисков
судят по напряжению на разрыв, которое определяется по уравне-
НИЮ:
M„
'RF '
(48)
123
где М,— максимальный крутящий момент;
i — число болтов одной вилки;
Я вЂ” средний радиус диска, Я = 4 (D — наружный д
Dyd
иа-
метр и Ш вЂ” внутренний диаметр диска);

F — площадь разрыва в сечении по отверстию, F =
2
~ ° d)
=Ь (а—
4
при этом b — толщина диска, а =
«D — d
ширина диска и d, — диаметр отверстия
под болт.
Вследствие малых углов, с которыми работают полукарданы,
изгибающий момент будет также сравнительно небольшим.
Напряжение на разрыв о в выполненных конструкциях, опре-
деленное по выражению (48), колеблется примерно от 120 до
160 кг/см'
Удельное давление в отверстии под болт определяется из вы-
ражения:
К
M
гЯЬд
(49)
Наибольшая окружная скорость для дисков полукарданов
прорезиненной ткани не должна превышать 15 м/сек.
У дисков, армированных тросом, при расчете на прочность опре-
деляется напряжение на разрыв, при котором работает трос, при-
чем для троса должен быть обеспечен не менее чем пятикратный
запас прочности. Для автомобилестроения обычно применяют
диски для трехлапочных вилок. В табл. 3 были приведены основ-
ные данные по резиновым дискам с тросами для трехлапочных
вилок.
Окружная скорость этих дисков не должна превышать
30 м/сек.
Яля звенчатого пол у к а рда на углы наклона валов
сохраняются те же, что и для дискового полукардана.
Данные по отдельным звеньям были приведены в табл. 4. Пу-
тем применения тех или других звеньев возможно получить раз-
личные значения крутящих моментов.
Q.чя определения момента, который может быть передан полу-
карданом, необходимо знать средний радиус расположения звеньев
и усилие, которое может передать звено. Тогда величина переда-
ваемого момента будет равна
М,=PRi,
(50)
124
где Р— усилие в кг (может быть определено из табл. 5).
R — средний радиус расположения звеньев;
i — число лап одной вилки (половина общего числа звеньев).
Окружная скорость звенчатых полукарднов не должна превы-
шать 15 м/сек.
Применение вилок с двумя отверстиями в каждой лапе дает
возможность увеличить средний радиус расположения звеньев и
тем самым повысить величину передаваемого полукарданом крутя-
щего момента.

Полные карданы
Кардан с крестов~иной
и, следовательно,
1 1
83= ~м,
coss $ ' соФ a cos g
откуда
о
1
8(х =
1
3м.
СОВ т . СОФа(1+ tQii) (СОФя+ SinSa СОФТ) COS y
(51)
~Яля статического равновесия механизма необходимо, чтобы
М„Р. — М.Д = О.
(52)
Подставляя в выражение (52) значение бр из выражения (51),
получаем
sin& t  + о а о
М.,=М.,
cos y
Удобнее представить значение момента М„в форме:
1(1+ coss y) — з1п' ",cos 2~] = М, — M„cos 2 и, (54)
(53)
125
Определение действующих усилий
Как уже указывалось ранее, кардан с крестовиной не обеспе-
чивает постоянства момента на ведомом валу по углу поворота
при неизменном значении ведущего момента. Кроме крутящих Мо-
ментов, валы кардана дополнительно нагружаются со стороны ви-
лок изгибающи."ли моментами уравновешиваемыми реакциями
соответствующих опор, Необходимо отметить, что речь здесь идет
р карданном шарнире, но не карданной передаче, для которой деи-
ствующие силовые факторы легко получить, пользуясь методом
суперпозиции решении, полученных для входящих в передачу шар-
ниров.
Определим величины крутящего момента на ведомом валу и
значения изгибающих моментов, действующих со стороны
нира, на ведущий и ведомый валы при заданном значении крутя-
щего момента 1И„приложенного к ведущему валу.
На фиг. 103 приведена схема карданного шарнира. Крутящий
момент М„уравновешивается крутящим моментом М, прило-
женным к ведомому валу. На фиг. 103, б показаны векторы соот-
ветствующих моментов. Для нахождения величины момента М„
в положении системы, определяемом углом а поворота вала I, Вос-
пользуемся принципом возможных перемещений. В положении
равновесия работа сил при возможных перемещениях равна нулю.
Полагая опоры жесткими, заключаем, что возможными перемеще-
ниями для валов являются только вращения ба и ор, причем
углы а и Р связаны соотношением
1д~=1да
1

1+ соф.у
Мы — М1 2.
. (55)
и 3
Фиг. 103. Схема кардана с крестовиной.
амплитуда переменной составляющей момента М„
ып~ ~
М2Р МК1 2 м
(56)
Частота переменной составляющей момента М„„как это видно
из формулы (54), в два раза выше скорости вращения ведущего
вала. Максимальное значение М„., равное
Мк1
М„п~,„— М,„, + М„=
7
(57)
126
где постоянная составляющая крутящего момента на ведомом
валу

соответствует положениям ведущего вала
Зж
а= —,
2 ' 2
Минимальное значение M„&g ;, рав
М,д „„„— — М,„, — ̄— М„соз т
достигается при угле а, равном О, и, 2п ...
Значения коэффициентов при моменте М„„в формулах (55)—
(58) для практически используемого интервала значений т приве-
дены ниже.
Характерные величины значений крутящего момента на ведо-
мом валу карданной передачи определяются выражениями:
М~д тах М~1~тах М~~ т~п Мирит)п,
М„=- М,х,;
М,~~ = М„,-~~;
1
cos y
х,„= cos ~;
х,„=
1+ coP y sin&g
Ниже приведены значения коэффициентов х;, определяющих
характерные величины крутяшего момента на ведомом валу:
20
1,064
0,940
1,002
0,0622
25 30
1,104 1,156
0,9С6 0,868
1,005 1,012
0,0988 0,144
10
1,015
0,985
1
0,0154
15
1,035
0,966
1,001
0,0347
5
1,004
0,996
1
0,0038
0
х:пах 1
хп1п 1
хт 1
х„0
127
Для определения величин изгибающих моментов, действующих
на валы со стороны шарнира, рассмотрим условия равновесия
крестовины кардана (фиг. 1ОЗ, б) .
Кроме крутящих моментов М„и М„, на крестовину через
вилки валов передаются усилия, приводящиеся к изгибающим
моментам М„, и М„„векторы которых соответственно перпен-
дикулярны плоскостям ведущей и ведомой вилок. Система векто-
ров М„, М„, М„, и М„, является замкнутой, что выражает собою
условие равновесия крестовины кардана. Величины М„, и М„,
определяются геометрическим построением, приведенным на.
фиг. 104, б.
Для векторов М„и М„, известны величина, так как вектор
М„, задан, а вектор M„, определяется по формуле (53), и напра-
вление. Угол между векторами М„, и М ~ равен углу ", между

валами. Векторы М„, и М„, соответственно перпендикулярны
векторам М„, и М„, и, кроме того, вектор
М=М„, +М„,; — М=М„+М„,
перпендикулярен плоскости крестовины. Иными словами,
суммарный момент, действующей со стороны какого-либо
валу на крестовину, лежит в плоскости крестовины кардана. Ана-
литическое выражение для,моментов М„, и М„~ нетрудно полу-
чить, если будут известны углы 6 и (p, составляемые нормалью v
к крестовине соответственно векторами М„и М„~.
Определим положение нормали v для произвольного положе-
ния механизма, задаваемого углом а. Для этого свяжем рассмат-
риваемый механизм с двумя неподвижными системами координат
х; у; а и х1, у~, z&g ;, показанн ми на ф г. 1 3, а. Направляю ие
синусы между выбранными системами приведены ниже
х,
yi
— sin y
cos y
х
cos y
Теперь легко получить формулы перехода от системы коорди-
нат х&g ;, ~, z lt; к с стеме коо ди ат х;
х, =xcos 1+ zsin т;
у1= у'
z, = — х sin y + z cos y.
(59)
Положение плоскости крестовины (а следовательно, и нор-
.мали v к ней) полностью определяется положением осей кресто-
вины ОВ1 и ОА1 после поворота ведущего вала на угол а. Запи-
шем уравнения прямых ОВ1 и ОА1 в системе координат х; у; z.
Прямая ОВ1 задается уравнениями:
Х=
1
(60)
z= — у ctg+.
Для прямой ОА1 в координатах х&g ;, ~, z>
х
zi =+bi &l ;R
( 1)
Используя формулы (59) перехода, получаем уравнения пря-
мой ОА1 в системе х; у; z:
х сов т+ z sin y =0;
— х sin y — у tg ) + z cos y = О.
428

Направляющие косинусы в координатах х, у, z прямой ОВф
будут:
1а — — 0; та = — sitt u; па = cos ~;
для прямой ОА,:
1д — — 31п [ $1п ~; m„= +cos ~; ПА = cos y ° sin $.
Если нормаль v к крестовине имеет направляющие косинусы
l,òèï.то
11д+ mm„+ nn„=0;
11в+ mm~+ ппв= 0;
12 -~- т' + и' = 1
Подставив в приведенные выше уравнения значения 1л, т„...
..., ад, получаем
— тз1па+и cos~=0;
— 1з1п", sin)+mcos)+ncosy sin)=0;
P+ т~+ п~ =0.
(62)
Решая систему (62) относительно значений 1, m, и, находим
1
l=
р~ 1 + stnsаtgy
S1Il а ° COS tx ° tg g
m=
gl + Яп а t@1 '
(63)
SiIl~ а ° tg y
?Ь=
у 1+ sinsu. tPy
Теперь нетрудно определить углы о и р, составляемые нор-
малью» или вектором полного момента M с направлениями ве-
дущего и ведомого валов (или соответственно с направлениями
М„, и М„). Угол О равен углу между M„, (осью х) и направле-
нием нормали», т. е.
cos&lt
1
~1 + sin-" а ° tg2 1
(64)
Определим угол ~р. Известно, что угол х, составляемый двумя
прямыми с направляющими косинусами lt, mt, nt и 12, m2, п2, опре-
деляется из выражения
сов х = 1,1, + т,т, + n,n,.
Учитывая, что направляющие косинусы 1я, mit, пя для — MÄs
будут теми же, что и для оси х1, т. е. (GM. таблицу направляющих
косинусов)
l,=созт; m,=0; п=з1пт
129

и, используя выражения (63), находим
cos y виФа ° Щ 1 ° sin y
COSQ =
.~бi + в1п~ а 1яв т ~1 + sin~ u ° 1яв т
=cosy ~1+sin'а. tg2y.
(65)
Величина полного момента M определяется из выражения
м„, м„,
cos б cos y
Таким образом,
(66)
М = М„, 1' 1+ в1п' а . tg' y.
.Величины изгибающих моментов находятся по формулам:
M„i — — M„, 1д ~ = М„в1п а . tg y.
(67)
Для определения усилий необходимо полученные величины мо-
ментов разделить на соответствующее плечо, равное 2R. Окруж-
ное усилие на ведущей вилке
К1
2Я
(69)
Окружное усилие на ведомой вилке согласно уравнению (53)
М„, sin& t  + о  ° о
2 щ cos y
(70)
Сила Q, действующая в плоскости крестовины под влиянием
момента М, является результирующей сил Р2 и Т2, которые ле-
жат в плоскости, перпендикулярной плоскости крестовины. Со-
гласно уравнению (66) сила
Q = " )/ 1 + sin' -~ ° tg' y. (71)
Силы Т1 и Т2 определяются из уравнений (67) и (68)
Т,= ~~' sin& t; tg
(72)
T,= " cos~ sing y 1+в1п2а tg y.
На фиг. 104 приведена схема действия сил на детали кардана
с крестовиной для двух случаев: начального положения вилок,
когда углы а и р равны нулю (фиг. 104, а) и положения вилок при
повороте на угол а, равный 90' (фиг. 104, б), когда силы Q, Рв и
Ti достигают максимального значения (сила Т, имеет максималь-
ное значение при а = 0', тогда Тв= — 'sing).
M„2 — — M„ tg y =M sin &l ; = „, o ~ s n; Q 1+ s n а g' y. (

Из уравнений {70) — (7i2) определяем
М„,
@"~ 2Л cos y
(73)
Мк1
тах2 — 2Р
Мк1
7 = 2Р tag.
Ик1
К2
фиг. 104. Схема для определения усилий в кардане с крестовиной.
Крестовина кардана
Размеры кардана являются фактически функцией диаметра
шипа крестовины, который определяется заданным напряжением
на изгиб в его основании (в сечении аа, фиг. 105).
При выборе основных размеров кардана следует исходить иэ
того, чтобы напряжение изгиба в шиле крестовины (в сечении аа)
при передаче максимального крутящего момента было в пределах
1500 — 3000 кг/см' для легковых автомобилей и 1500 — 2500 кг/см~
для грузовых автомобилей '. Такие значительные колебания иа-
' Согласво проекту нормали НАМИ.
Щ
В карданах с крестовиной рассчитывают: крестовины, вилки,
фланцы, втулки или подшипники цапф крестовин и крепежные
детали.

пряжений объясняются тем, что крестовины изготовляют из ста-
лей различных марок.
Напряжение на изгиб у основания шипа крестовины (сече-
ние аа) без учета центрального отверстия для смазки опреде-
ляется по уравнению:
L
32Мк h~ — 2
(74)
Мк
где
М—
К
h,—
Фиг. 105. К расчету крестови-
ны кардана.
В табл. 31 приведены размеры крестовин согласно нормали
НАМИ для разных типов автомобилей.
Таблица 31
Рекомендуемые размеры (в мм) крестовины {см. фиг. 105)
Игла
Крестовина
Расстояние
между тор-
цами Н
Автомобиль
Диаметр
шипа
D~
Полная
длина L
Длина
шипа
Диаметр
dl
2,5
3,0
3,0
13,7
16
16
12,5
14
14
15,23
16,30
16,30
64
80
90
16
14
80
18,00
3,0
18
90
22,00
21
3,0
19
108
24
25,00
3,25
127
33,62
19
24
3,25
155
19
24
42,00
3,25
В табл. 32 приведены напряжения на изгиб в шинах кресто-
вин отечественных автомобилей, полученные расчетным путем,
132
Легковой:
малолитражный
среднего литража
большого литража
Грузовой:
грузоподъем-
ностью 1 — 1,5 т
грузоподъем-
ностью 2 — 2,5 и .
грузоподъем-
ностью 3 — 4 т.
грузоподъемно-
стью 5 — 7 т.
грузоподъемно-
стью 7,5 — 10 т
окружное усилие Р, при-
ложенное на радиусе Я;
максимальный момент,
передаваемый крестови-
ной;
расстояние от торца ши-
па до расчетного сече-
ния;
длина иглы;
расстояние между тор-
цами крестовин;
диаметр шипа в расчет-
ном сечении.

Ф) ф
хь„
~еф1х
~Их
IR~~+
~ Я
gg e6 Ф ~
И gp
о
В~
о
х
T
о
н
й
о
и
А
к
З
х
CJ
М
З
-~
L ~o
е о
р ~м
4J
р Ю
х
О
О
0&l
I
ч
н
еЗ~
З о "'
ох~
З х щ
X щД
g~ .'ь
Ф~ъ х yg
С4 g)
М
4) х
З м
L ~o
:т о~~
оа (
но~
о
gp a3 Cl
д,~ И
gp Ll
~-. х
З
х зх фф
й" х& t;
° ахни
m8gp~M
З м З щ ~~
х н о ~- ~
~о,Зg а
у е~Ъ
ce & t;
З
о
33
х
й(
С4
х
х
uD
о
З
о
н
Ф
ж
н
х
З
о
'3 ~
I
: ф
С4
о
х
~Я:
Ю
Вф
а
C)
О
З
О
М
3
й~
Ж
Ф
Ю
О
Ю
О
й'
cj
Вй[
О.
Щ
A
В
Ю
О
CL
М
Й
Щ
й3
C
Б
О О
Ф
СЧ
О
О с~» ™
С~3
О О
QO QO p
О~ О О
~О СМ М~
СЧ
'Ф ф Ц.-) О~
00
~ ° щ Щ С~)
сО t с~
сО СЧ
М:}
СМ
QO ° (
С~3 с~
О О
(Х) С~
~фа
Щ
~(
О) 4)
Э'
1 О О
Р' [- ф
В
~ °
Ю
Э р
О
Л &lt
О О [
СЧ СЯ
° ~ф6
сО СЧ
О Щ
cD C QO
СЧ
О ф ц.&
сО и~
СЧ СЧ с~
О
О СЧ
О О
О О
С~3
ЧР СЧ
СЧ сО
О (7)
ОО ~ ~:)
ц)
О ~ф [-
~Ф' С~
cC cD цр
О О
О
О сб (-
СЧ с~ с~
Я
(~) ~ М
t
х
3
о
3
о
о~
ЬС
о
о
х
З
х
З
Я
т
о
С4
И
х
о
Вл
2j
х
х
С4
И
й
о
~О
С4
1О
о
о
М
С4
й
х
З
к
й~~
З
о
C
2
Ю
Ф
й=~
х
к
З
х
Ое
L
133

а в табл. 33 — аналогичные данные для шипов крестовин фирмы
GWB.
Таблица 33
Напряжения в шипах крестовин фирмы GWB
Размеры в мм
Максимально
допустимый
крутящий
момент
в кгсм
Напряжение
на изгиб
в шипе а
в кг/см'
Типоразмер
карданной
передачи
и
37 42
44 48
54 59
') Напряжения определены для сечения, находящегося на расстоянии О, от торца шипа, без
учета центрального отверстия для смазки.
') Напряжения определены для сечения, находящегося на расстоянии 0,8О, от торца шипа,
без учета центрального отверстия для смазки.
Расчет на износ производится по среднему эксплуатационному
крутящему моменту М„(на прямой передаче), который, как уже
указывалось выше, определяется по формуле (42), причем удель-
ное давление на единицу проекции поверхности шипа должно
быть не более 70 кг/см' ~1ля грузовых и 80 кг/см' для легковых
автомобилей'.
Удельное давление определяется по уравнению
Мвк
(H — L) О.L
(75)
где Н вЂ” & t = R R Ђ” сред ий рад ус приложе ия усил
Так как для современных карданных шарниров с крестовинами
применяются специальные типы игольчатых подшипников, то при
проектировании необходимо стремиться к использованию уже
освоенных типоразмеров.
' При определении коэффициента а для малолитражных автомобилей отно-
~а
шение может выйти за пределы графика для легковых автомобилей,
~1п]ах
в этом случае следует пользоваться графиком, предназначенным для грузовых
автомобилей.
134
173/1
173/2
173/3
273/3
287/О
287/1
287/2
287/3
287/4
1350
2250
4000
4500
7550
13500
24000
420000
750000
8,88
10,19
12,72
13,42
15,12
18,287
22,25
27,83
32,44
17
19
22
23
26
30
35
44
50
53,8
62,8
74,2
89,8
117,8
143,8
58,2
69,8
81,7
96,8
124,8
152,8
3100 1)
3100 1)
3060 1)
3100 1)
3470 1)
2950 )
2850 2)
2400 ~)
2550 2)

Вилка кардана
Хвостовик вилки кардана (фиг. 106) рассчитывается на круче-
ние, исходя из наибольшего момента, передаваемого карданным
валом.
Сила Р, приложенная на радиусе Я и равная (согласно
фиг. 106)
(76)
фиг. 106. К расчету вилки кардана:
1 — трапециевидное сечение; 2 — эллиптическое сечение.
будет вызывать изгиб и кручение лапы вилки. Напряжения на
изгиб и кручение в слабейшем сечении вилки АА определяются
из выражений:
Ра
~д '
(77)
Рс
и
Моменты сопротивления %'~. и Ф'„ зависят от формы сечения.
Для прямоугольного сечения (фиг. 106, поз. 1) момент сопротивле-
ния на изгиб определяется из выражения
b ° И
6
(79)
Яля овального сечения (фиг. 106, поз. 2) с некоторым приближе-
нием
b ° Ю
10
(80)
где Ь вЂ” малая, à h — большая оси сечения.

Момент сопротивления кручению W~ для прямоугольного се-
чения определяется из выражения
Юд — аЬЬа.
(81)
й
1~оэффициент а зависит от соотношения сторон
b
Ниже приведены значения коэффициента а
Ь
— 1 1,5 1,75 2 2,5 3 4
10
0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,312
При эллиптическом
сечении момент сопро-
тивления на кручение
подсчитывается из вы-
ражения
W~=1~ hb' = — И'. (82)
Болты для крепле-
ния вилок, снабжен-
ных ланцами, рассчи-
Фиг. 107. К расчету болтов дпя крепления флан-
тывают на затяжку,
исходя из максималь-
ного крутящего момента, передаваемого вилкой.
Передача фланцевым соединением крутящего момента может
осуществляться двояким образом: болтами 1, пригнанными по от-
верстию и поставленными с небольшим натягом (фиг. 107, а)
или вследствие трения в стыке фланца, когда болты 2 поставлены
с зазором (фиг. 107, б).
В первом случае болты рассчитывают на срез. Усилие Р, вос-
принимаемое одним болтом, составляет
2 Мк
Р=
(83)
где D — диаметр окружности установки болтов;
n — число болтов;
л — коэффициент, учитывающий неравномерность
болтов. Обычно принимают q = 0,75.
работы
Диаметр d стержня и материал болта выбирают из условия
яд~ Р 2Мк
4 [т~~,] Й q и ['сср]
2,7М~
(84)
D и [~,р]
где [т,,] — допускаемое напряжение на срез, принимаемое обычно
[та, ] = (0,2 — 0,3) ~т.

стая .. 0,20 — 0,250,25 — 0,400,40 — 0,60 0,08 — 0,12 0,12 0,12 — 0,08
ная .. 0,15 — 0,20 0,20 — 0,30 0,3 0,10-0,15 0,15 0,15 — 0,10
П р и м е ч а н и е. d0 — номинальный диаметр резьбы в мм.
Предел прочности Предел текучести выносливости
соединение марка стали о в кг~см' ~ в кг~см' о
Ответственное 40Х 9000- — 10 000 7000 3400
ЗОХН 9000 — 10 000 7000 4200
30XH3 9000 — 10 000 8000 4500
18ХНВА 11 00(~11 500 8500 4500
1'Г
° ° s ° Ф °
° ° °
° ! °
° °
б
° 9 ° ° ° 9 ! ' ' Э !Фв i Ô! °
е ° ° ° 9 ° °
° ° °
9 ° ! °
° ! ° ° 9
° s ° 9 ° ' °
е ° ° ° ° й ' °
° 11 ° !
ф б ° ! °
° й ф
° 11
° ° й
I ' 1
° в ° ! ° 1 в ° °
° й ф ° б й
ф ° й б ° ° ф й ° й
й
! °
° °
1 ' ! ' ° ! Э 1 в
1 °
э 1 ~ э
° i, ° 1 ly 1 II i, ° °
1 ю:
1 ° 1: i ' 11 11
ю 1 ° Э 1
11 ' 11
ю
1 ° 111
I I ° l I i
° I I I 11
111
11
'11
ll
11
° 11
е I I
е l l
!1!
11

Момент затяжки М„соответствующий найденному по форму-
лам (85) и (86) усилию Т, определяется из выражения
м.=т," tg(y+p) =ATd,,
(87)
где k = tg (ф+ р');
) — угол подъема средней винтовой линии резьбы;
р — угол трения резьбовой пары (р' = are tg f'), f' =
а
COS
2
f — коэффициент трения материалов резьбовой пары;
и — угол профиля резьбы;
dg — номинальный диаметр резьбы.
Значения коэффициентов k и f' для метрическои резьбы в часто
встречающихся сочетаниях пар приведены в табл. 36.
Таблица 36
Значения ковффициентов Й и f' для метрической резьбы
Коэффициенты
Состояние контактных поверхностей резьбы
(сталь по стали)
0,1
0,2
0,3
Смазанные чисто обработанные
Смазанные грубо обработанные
Сухие грубо обработанные .
0,07
0,12
0,17
П р и м е ч а н и е. Момент затяжки Я следует контролировать динамометрическим кле-
З
ЧОМ.
Флаицьс
Расчет фланцев обычно не производят, так как их конструк-
тивные размеры уже обеспечивают необходимую прочность.
Карданный вал
1 38
Размеры карданного вала определяют, исходя из максималь-
ного передаваемого крутящего момента с последующей проверкой
его при расчете карданной передачи на изгиб, на дополнительные
напряжения от кручения и на наибольший угол закручивания.
Напряжения определяются в поперечных сечениях, имеющих
минимальный момент сопротивления. Обычно минимальным мо-
ментом обладает сечение трубы в месте расточки ее под наконеч-
ник или вилку (сечение сс, фиг .108).

Напряжение от кручения определяется по формуле:
(88)
яД о
где W, = = 1,57О2& t; Ђ” наимень ий мом
ния на кручение;
Π— диаметр трубы;
D — d
толщина стенки трубы.
сопротивле-
Фиг. 108. Эскиз для расчета карданной трубы.
По проекту нормали НАМИ напряжение на кручение должно
быть не выше 1000 кг/см'. В табл. 37 приведены напряжения на
кручение в трубах карданных валов фирм Юрид и GWB.
Таблица 3Т
Напряжения на кручение в трубах карданных валов
фирм Юрид и GWB
Напряжение на кручение в кг/см'
Размер трубы в мм
Момент
сопротивления
кручению W~
сма
Максимальный
крутящий
момент М„
в кгсм
наружный
и внутренний
диаметры
(D xd)
толщина *
стенки о
при
Л1аК
при
~з-1.5
при
jc 3,0
Фир м а К)рид
* Без учета проточки трубы под хвостовик или фланец.
139
4000
8000
12000
18000
25000
<5
60000
38Х32
42Х35
48Х40
60Х52
65Х57
75&gt
86&g ;С
3,0
3,5
4,0
4,0
4,0
5,0
7,0
5,32
7,45
11,20
18,50
21,80
36,20
63,80
750
1075
1070
975
1140
1240
940
1125
1610
1610
1465
1710
1860
1410

Продолжение табл. 37
Размер трубы в мм
Напряжение на кручение в кг/см'
Мокент
сопротивления
кручению W
смЗ
Максимальный
крутящий
~~~~~~ ~к
в кгсм
наружный
и внутренний
диакетры
(Dx d)
толщина ®
стенки о
при
max
при
Кз
при
К 3,0
э
Фириа GWB
45)(41
Х60
95Х89
102Х91
1905
1710
3270
3345
5,5
37,2
38,6
76,5
3500
21200
42000
85000
2,0
6,0
3,0
5,5
635
570
1090
1115
~ Без учета проточки трубы под хвостовик или фланец.
П р и к е ч а н и е. Некоторое расхождение в наружных диаметрах труб объясняется тем, что
фирка Юрид применяет трубы с более толстыки стенками.
~00
Фиг. 109. Зависимость на-
ружного диаметра трубы от
передаваемого крутящего
момента.
(89)
D& t + ~0 ~ ~8
Размеры труб выбираются по проекту нормали на стальные
сварные труби для карданных валов автомобилей (табл. 38). На
фиг. 109 приведен график зависимости
наружного диаметра трубы D от переда-
ваемого крутящего момента М„(по ре-
комендациям фирм Юрид и GWB) . Там
же нанесены значения D для автомоби-
cwgu лей ЗИЛ-164 и МА3-200.
Напряжения на кручение в трубах
карданных валов отечественных автомо-
билей приведены в табл. 39.
МАЗ-200
Шлицы скользящего соединения мо-
гут быть сделаны прямоугольными или
эвольвентными. Выбор размеров шлицев
>И~- 64 производи с в соответст и с данн
РОО табл. 40, исходя как из максимальногс,
так и из среднего удельного давления.
Максимальное удельное давление на
шлицах не должно превышать 135 кг/см'
О для мелких эвольвентных шлицев и для
прямоугольных, имеющих твердость
HRC до 35 и 200 кг/см' для прямо-
угольных шлицев с твердостью HRC
выше 35.
Максимальное удельное давление
подсчитывается по уравнению:
~и к2

тде D,— наружный диаметр шлицев вала в см;
Ш, — внутренний диаметр шлицев отверстия в см;
1 — рабочая длина шлицев (средняя) в см;
и — число шлицев.
7аолица 3g
Рекомендуемые размеры труб
(по проекту нормали НАМИ)
Момент сопро-
тивления кру-
чению Ю,
смз
Внутренний
диаметр
трубы d
в мм
Внутренний
диаметр
трубы d
в мм
Момент
сопротивления
кручению %'„
в ~мз
Толщина
стенки ь
в мм
Толщина
стенки Ь
в мм
14,63
17,15
1,8
2,1
2,0
6,67
45
71
2,5
3,0
2,5
3,0
20,54
24,84
8,44
10,26
23,26
29,25
2,0
2,5
2,0
9,87
35,33
3,0
2,5
12,47
41,48
3,5
38,73
2,0
15,11
3,0
48,64
2,5
110
3,5
17,82
58,65
3,0
Среднеэксплуатационное удельное давление определяется по
уравнению:
(90)
~в + do ~~~в 4)
Наличие шлицевого соединения между вилкой и наконечником
создает при изменении длины карданного вала осевое усилие, на-
гружающее шипы вилок и подшипники валов агрегатов,,между
которыми установлен карданный вал.
Направление осевого усилия будет зависеть от направления
перемещения карданного вала. Наибольшая величина осевого
усилия может быть определена по уравнению
Q Ма2Р
Г
где р — коэффициент трения. Величина р может быть принята
с некоторым приближением равной 0,1 (при хорошей
смазке);
r — средний радиус шлицев.
141

' ~ ~%
1 д
1 1
о
х
Р
о
I
Ю
о
х
А
6
З
х
З
8 !
kg
Ю
6ф
Х
~О
О
З
О
Щ
~Ъ
©аvЩ
Мх сэ
Ю вд
а,с~ х:с~
х х
cd qp ©~ Cl
:Г. 'х
х
х
Cl
«f
й-
х
З
о
З
о
н
3~э
С4
Ы
й
3
й
й
Ю
Ю
I
Ck
Ф'
Ю
I
О
хх
хх
Ях ь
к 4~
он
М
Зф~~ ~ Я
~х
"хе
:® ф~ З
~~ х
cd Ха,Х
х
их с6
хо 3eq
й~~
: З ~р,
а.о ~'~ ®
hC 3 g cd
Cl
О
О
СЧ
СЧ
© х
я х
~ о ~'
Ю
о а с~с'
н- о
у Ю
glacd Ю
а.~ ~
qp CJ
.х
О
О
Сч~
Сч~
э Ф:
О
00
I
СЧ
° ~'
[
о
3
о
Cl
&
О
О
СЧ
СО
l42
Ю
О
Щ
Ю
М
й(
О
М
М
C)
CL
Ю
Х
й
~с
CL
М
й:
Х
й
X
Ю ф&lt
а'~'~ хй
а х 3'а.х
Х
Я' ~ Ю Cl
д 1
нх в щ о 1„-'~
о~нЗ ®
х
Я
ф х ~с х
анодах
ЗавФ~ м
о~-;-
~о~а, щ
х
° 0 Ф
н к; щ
их~ х
З ах х © н
ххцЗе ЕЯ
с~к ко'-2:
х~нЗЯ а
у х фф
Q 1 1 1
и
с~ СЧ t СO
Ф' Ф'
Ф ~О Ф Ф ~О
О Ю Ю ~О
а~ СЯ у4
в1~
~О ~О ~О Оо
С4 СЧ СЧ СЧ
° Ь
Х Х X Х х
а~ ( в1~
Cb &l ; О
сО
О О О О О
~О ~О ~О О О
Сб (О 00
Ф' Ф' (О О
00
00 Я СЧ (Ь
с~ (-- t cO
Ф СО СО Сс
аО
СсФ' Сс
00 00 ~ 00 t
СО СЧ -"О Сс
&lt ~0 ~
00 СЧ C ~ C
~.е ~.е мфти мфти
Э
(
О
Ф'
!3' О
В
Ф
М
у4
В'
:Я
М
~О О О
iО t OO
О О
и~ в1~ в1~
СЧ СМ СЧ
М
Ф' Ф'
00 ~-- ОО
о
о
х
° 0
З
х
М
с5
З
Ю
х сО
Ф3
Ю Яа
х
Cl p
~) ц~
х
о
С4 д
И щ
о
9 . ц
® ~о
а «[к
а,«(
dl O
е3 дИ
Cl
If'
о Яvt
х,о oie
он,
о
о ф~
а,, и~~
о Щ
о
н а.~
со н
н ~ ©а
»о
qp Юсц З
З а хо
о
З cd с~ ~: ce
а
ccкх
х~
х а,х
кц~а.а
f юн
: в й':~
а.х
~~оОcQ~[
о
~ а ~'~ ~~.~~с
О с~

О О
в1~
О
сО
О
cD
эимдэад.о
I !
О
в1~
О
О
в1~
О
I I
ива
СЧ
О
СЧ
эихдбэыо
! I
I !
ива
3Х
Х
а
4)
й'
Х
й(
1 1
CV
СЧ
СЧ
1 1
1
Ф'
сО
Ф' О
СЧ ~ф'
'О
ОО
Ф' с"Э
00
Ф'
(0
2 4.)
х
° 0
Х
О &
Х
4'
О а
A
к О
сп
я 2
Х
.0
В?Ф ф.ф
О
Х~
(0
~~ О
а: М
О ~
ЯЕ:
4,) Й
А
° 29 ф.ф
О
Х
4'
ао
.0
~щ
О
p) Г
° °
1 I
е
М
о
Ф.
»~
t
к( Я
д & m
О
,~ О
(О
к( Я
О ~
О ~~~
,~ О;
С:„ и 1
~,Х
+СЧ
(0
2
Ф
О
Х
(0
143
й
3
Х
Н
3
О
О
3
З
й(
З
О
0»
wа а (вннюэбэ) аэМ
-Кап внии~ Бвьо9вд
К
М
о~
Щ
о
ф 2
4P Cl
Ы
х
х
Я м
и о
в
Щ ф
о
2
о ф
З ° вй а
Й винэиыэ2ие иолХ
Я
ю'м' а чиИои
ууг а
имоыжЫяо ион
-чивали бьэивиМ
я'ЗГ а
'р аимбэахо
ф~® а Ор ива
знают а аэЪиип внидищ
юга ~д вива аэвиигп
бьэявиЮ цинжХбед
и aalrmm оюи~
Х
М
3ф~
a.'Q
-О
Х 4Э
.Х„Б
О~~~д
~3~ÅÎ
З Х и О.~О
к( Я ~=( Я
Р Р
О~ О~О
,~О+&l
~,Х р.,Х
р,й р.й
ЭЯ W Э~О

Сплошные карданные валы используются в основном для ве-
дущих мостов и выполняют функции полуосей. Их так же, как
и хвостовики трубчатых валов, рассчитывают на кручение по ми-
нимальному моменту сопротивления. У хвостовиков и валов со
шлицами, не имеющих увеличенного диаметра на длине шлицев,
за расчетный диаметр принимается внутренний диаметр шлиц.
При ступенчатой форме хвостовика или вала необходимо опре-
делить его сечение с минимальным диаметром и, если окажется,
что диаметр этого сечения будет меньше внутреннего диаметра
шлицев, то расчет на кручение следует вести по этому диаметру.
Хвостовики и сплошные валы изготовляют из сталей различ-
ных марок, поэтому величины напряжений на кручение у них раз-
личные.
Фирма GWB поставляет сплошные карданные валы и хвосто-
зики из следующих марок сталей по DiN:st 50, 42CrV6 (о, =
=100 —:120 кг/мм'), 41Cr4 (о, =100 —: 120 кг/мм') или 20MnCr5
(&l ;, = 00 в ”: 30 кг/мм ), 45 о, 90 —: 05 кг/мм
В табл. 41 указаны напряжения на кручение в хвостовиках
карданных валов, изготовленных из сталей различных марок, для
одних и тех же типоразмеров передач. Из табл. 41 видно, что при
применении более высокосортной стали можно за счет повышения
напряжения на кручение уменьшить диаметр хвостовика.
Таблица 41
Напряжение на кручение в хвостовиках карданных валов фирмы GWB
Стал
Макси-
мально
допустимый
крутящий
нт iinê
В KZCAC
Типораз-
мер кар-
данной
передачи
расчетный
диаметр
вала *
В ММ
173/1
173/2
187/0
187/1
187/2
187/3
187/4
1350
2250
6300
11200
20000
35500
63000
18
22
32
38
46
56
68
* По сплошному сечению, а не
Примечание. Прочие данн
Напряжения в сплошных валах карданных передач со сдвоен-
ными карданами той же фирмы приведены в табл. 42, а в хвосто-
виках валов синхронных карданов Вейс — в табл. 43.

Таблица 42
Напряжение на кручение в сплошных валах карданных
передач со сдвоенными карданами фирмы GWB
Максимально допустимый
крутящий момент hfк
в кгсм
Напряжение
на кручение с
s кг/см'~
Расчетный диаметр
вала в мм
Типоразмер
карданной передачи
169/0
169/1
169/2
169/3
69/4
69/5
69/5 1/2
* Указанное напряжение допускается фирмой при условии изготовления валов из стали
42 Сг ~6 с пределом прочности а~ —— 100 120 кг/мм' с соответствующей термической обра-
боткой.
вр
П р и м е ч а н и е. Прочие данные по карданным передачам типа 169 приведены
в табл. 18.
Таблица 4Ь
Напряжение на кручение в хвостовиках валов карданов Вейн
Крутящий момент,
передаваемый валом
на передачах,
в кгсм
Напряжение на кру-
чение ~ в кг/см'
Разрушаю-
щий мо-
мент М
в кгсм
вторая
передача
первая
передача
первая
передача
прямая
передача
52000
13200
73000
87000
8000
9450
а' По внутреннему диаметру шлицев.
П р и м е ч а н и е. Конструктивные данные по карданам Вейс приведены в табл. 21.
В табл. 44 даны напряжения на кручение в сплошных кардан-
ных валах фирмы Рзенп.
Из рассмотрения табл. 41 — 44 можно сделать вывод, что по
мере увеличения типоразмера карданной передачи напряжение на
кручение в сплошных валах несколько снижается.
10 Зак. 2/847
14700
18000
21000
23000
30000
35000
4400
5250
7600
6800
10600
12500
8000
14000
24000
35000
54000
75000
95000
Минимальный
расчетный
диаметр
хвостовика
вмм~
27,0
29,8
28,0
36,5
38,5
35,6
3750
3400
4750
2500
2630
3800
25
30
36
41
48
54
60
1120
990
1730
740
930
1350
2550
2600
2580
2550
2450
2380
2200
Напряжение
на кручение ~
в кг/см' при
разрушающем
моменте

Таблица 44
Напряжение не кручение в сплошных валах для привода
передних осей фирмы Рвепп
Рекомендуемый
крутящий момент
для кардана передней
оси в кгсм
Напряжение
на кручение с
в кг/см'
диаметр вала
dg B фМ»
Тип кардана
См. табл. 22.
Для суждения о,металлах и термической обработки деталей
кардаиов с крестовиной отечественных автомобилей приводится
табл. 45.
Таблица 45
Данные о металлах и термообработке деталей карданов с крестовиной
на игольчатых подшипниках отечественных автомобилей
Завод-
изгото-
витель
автомоби-
лей
Наименование
детали
Марка стали
Термообработка
МЗМА
Поковки — калить, отпустить
Твердость НВ 189 — 237
Твердость торцов и цапф HRC 56,
не менее
Я,опускается понижение твердо-
сти на цапфах HRC до 35
Калить на длине 112 мм от торца
под сальник с нагревом т. в. ч. Глу-
бина слоя 1 — 2,5 мм. Твердость
НЯС 45, не менее
Калить, отпустить, твердость НВ
207 †2
40Х,
ГОСТ 4543-57
Крестовина
Вилка сколь-
зящая
35Х,
ГОСТ 4543-57
Вилка привар-
ная
40,
ГОСТ 1050-60
146
R
А
В
С
D
Е
0
1
N
10600
13000
17500
23000
30000
41500
69000
I50000
200000
23,5
25,4
28,6
31,8
35,0
38,1
44,5
57,2
63,5
4070
3950
3750
3580
3500
3750
3920
4000
3900

Продолжение табл. 45
Зэ вод-
изГото-
витель
автомо-
билей
Наименование
деталей
Марка стали
Термообработка
ГАЗ Крестовина
Сталь 20Х,
селект
Вилка сколь-
зящая с на-
ружными
ш лицами
40,
ГОСТ 1050-57
Твердость поковки ИВ 207 — 255
То же
ЗИЛ
Цементовать
Глубина слоя 0,7 — 1,1 мм
Твердость HRC 56 — 62
Твердость проверять на шлицах
18ХГТ
Крестовина
Вилка; вил-
ка-фланец
Вилка сколь-
зящая
Твердость НВ 207 — 241
Твердость HB 207 †2
35
45
Цементовать
Глубина слоя 1,6 — 1,9 мм
Твердость HRC 58 — 64
Твердость НВ 217 — 255
12ХНЗА
МАЗ
Крестовина
45
Сдвоенные карданы
Расчет сдвоенных карданов с крестовинами аналогичен расчету
кардана с крестовиной и поэтому особо не приводится.
Размеры сдвоенных карданов приведены в табл. 18 — 20.
147
Вилка сколь-
зящая с
внутренни-
ми шлицами
Вилка
Вилка сколь-
зящая; вилка
приварная;
фланец вилки
ГОСТ 4543-57
Химический
состав:
С = 0,18 —:0,25@
М = 0,5 —:0,8щ
Сг = 0,7 —:1,0®
ЗОХ по
ГОСТУ 4543-57
Цементовать на глубину 1,2—
1,5 мм
Калить в масле
Отпустить. Твердость НЯС 57 — 65
Проверять на цалфах
Твердость поковки ИВ 277 — 321
Поверхность шейки под сальник
подвергнуть поверхностной элек-
трозакалке с глубиною слоя 1,5—
2,0 мм
Твердость ИЯС 48, не менее
Твердость поковки ИВ 229 — 268

Шариковые карданы
Так как эти карданы устанавливают в ведущих мостах, после
дифференциала, то при определении расчетного момента необхо-
димо учитывать влияние, которое оказывает момент трения в диф-
ференциале на распределение моментов по полуосям.
При расчете кардана на прочность (фиг. 110) определяют
с помощью уравнения (88) напряжение на кручение в хвостови-
ка~ вилок в опасном сечении у основания.
Фиг. 110. Расчетная схема кардана с шариками: фиг. 111. Схема действия сил на ша-
1 и 2 — шарики; 3 — ведущий вал. рик в кардане Рзеппа.
Так как размеры вилок выбирают в зависимости от диаметра
шариков, то вилки получаются достаточно прочными и работают
с небольшими напряжениями.
Размеры шариков определяются величиной допускаемого
удельного давления о,„ на контактной поверхности шариков на
основе следующего уравнения:
(92)
где N — нормальное усилие, действующее на наиболее нагру-
женный шарик;
d — диаметр шарика.
1(ак видно из схемы (фиг. 111), при повороте валов на некото-
рый угол шарики 1 и 2 располагаются на разных расстояниях Я1
и Rg от оси 00, вследствие чего усилия Р, и Р2, действующие на
шарики, оказываются различными и соответственно равными
И» ° R, А~» R,
р2+ р2 ~ ~ р2+ р2
(93)
где М вЂ” наибольший момент, подводимый -к кардану (с учетом
влияния трения в дифференциале);
R& t и R2 Ђ” пл чи расположе ия шарик
148

Плечи Я1 и Rz могут быть определены из зависимости:
R, = R cos ( + — в1п а);
R,=R cos р — —.sinu,
7
2
(94)
где R — радиус расположения шариков;
а
q& t = rc in Ђ” (велич на постоян ая ля данн го кардан
а — расстояние от центра кардана до центра канавок;
а — угол поворота ведущего вала.
Нормальные усилия равны:
N,=P, tg' — +cos'),;
1 2 В
1 cos
2
2
(95)
где
а + R. cos a tg 2
Y
a+ R~c0s~tg &
f
cos ),=
cos/, =
& t = re tg(s n . tg
Наибольшее значение нормальное усилие будет иметь при угле
а = 90', т. е. когда шарики, находятся в вертикальной плоскости.
Карданы Рзеппа
В автомобилестроении карданы этого типа применяют в основ-
ном для привода управляемых и ведущих осей, хотя могут быть
использованы и в других местах трансмиссии.
На выбор размеров кардана оказывают влияние три фактора:
передаваемый крутящий момент, скорость вращения и угол между
валами. Ниже приводятся рекомендации фирмы Рзепп по выбору
размерностей карданов, устанавливаемых в приводе ведущих и
управляемых осей.
Максимальный крутящий момент, передаваемый карданом,
определяют исходя из коэффициента сцепления шины с дорогой
(q& t = ). ри максималь ой нагру ке на кол со G и ради се
леса R» с учетом деформации шины, максимальный крутящии мо-
мент на колесе
(96)
М,= O„R,.
При непосредственной связи кардана с колесом этот же момент
будет нагружать и кардан; при наличии между карданом и коле-
сом редуктора (например, бортовой передачи) крутящий момент,
нагружающий кардан, будет обратно пропорционален передаточ-
ному отношению редуктора.
149

Для серии однотипных карданов удобно размеры деталей вы-
ражать в долях диаметра шариков.
Число шариков в карданах Рзеппа должно быть четным. Четы-
рех шариков с точки зрения плавности работы и нагрузки на ша-
рик недостаточно. При восьми шариках возрастает стоимость из-
готовления и уменьшается прочность (при условии сохранения
определенных наружных габаритных размеров кардана). Поэтому
стандартные конструкции, выпускаемые фирмой, включают шесть
шариков, равномерно расположенных по окружности.
Примем, что нагрузка на шарики распределяется равномерно.
На фиг. 111 показано действие сил на шарик при угле между
валами P = О. При вращении по стрелке А окружное усилие Р
будет приложено на радиусе Я и направлено по касательной
к окружности центров шариков. Если к обойме 2 подводится кру-
тящий момент М„, то окружное усилие, действующее на шарик 7,
будет равно
М„
6Р
(97)
Между шариком и канавками обеих обойм действуют силы N,
г1ормально к контактной поверхности и проходящие через центр
шарика.
Между силами Р и N имеется зависимость
P
ИЛИ
Мк
6Ясоз Х '
(98)
Угол 3. по данным фирмы равен примерно 40'. Для этого слу-
чая дуги BC и В'С' (не показана на фиг. 112), характеризующие
зоны контакта, соответствуют центральному углу примерно 60'.
При Х = 40' cos Х = 0,766 и сила
М„ M„
6R 0,766 4,6R '
(99)
По конструктивным соображениям соотношение, между радиу-
сом расположения шариков и их диаметром примерно равно:
„= 1,71.
Подставляя значение R в уравнение (99), получаем
М„ М„
4,6 . 1,71d 7,87d
(100)
Минимальная раздавливающая нагрузка Q (в кг) при сжатии
двух стальных шариков равного диаметра d (в см) равна
Q = 4600d"-.
150

М„= 2100d'.
(101)
~ига сспаратра
Фиг. 112. Основные размеры кардана Рзеппа.
Отсюда диаметр шарика
3
Mê
2100
(102)
После того как определен диаметр шарика, все остальные раз-
меры кардана могут быть получены нз следующих соотношений
(фиг. 112):
радиус расположения шариков............ Я = 1,71d
ширина внутренней обоймы............. В = 1,8d
ширина сепаратора.......... °... ° .. В, = 1,8~
наружный диаметр внутренней обоймы ....... D& t = 3,
наружный диаметр наружной обоймы (диаметр кар-
дана)....................... D = 4,9d
толщина сепаратора................. b = 0,185d
ширина гнезда для шарика сепаратора........ b, = d
длина гнезда для шарика в сепараторе:
короткая................... L& t = 1,
длинная.................... l, = 1,8d
смещение центров.................. Ь = 0,12d
диаметр вала (не менее) .............. d = 1.4d
наружный диаметр шлиц внутренней обоймы (не менее) Ш, = 1,55Ш
длина лунки в наружной обойме .......... l = 2,4d
угол смещения центров............... Ь = 4-:-5'.
Основные размеры делительных рычагов приведены в табл. 46.
151
Во избежание преждевременного износа шариков и канавок
фирма рекомендует принимать' N = 266dÐ.
Подставляя в уравнение (100) значение для усилия N, полу-
чаем величину М в кгсм:

Таблица 4б
Основные размеры делительньЖ рычагов кардана Рзеппа
Размеры в мм
диаметр вала *
Модель
d,
в дМ
в мм
27,2
10,5
10
25,4
29,5
15
12
28,6
1/з
11,5
30,5
16
11,5
31,8
13
13
17
35
35,0
13
D
]з/
14
14
14,5
19
39
38,1
15
17
23
44,5
16,5
17
]з/
4 4,8
21
30
21'/4
23
57,2
22
* Прочие данные по карданам см. в табл. 22.
152
ПОДБОР ВАЛОВ С УПРУГИМИ МУФТАМИ ФИРМЫ GWB
При подборе размерностей вала с упругими муфтами нельзя
исходить только из величины длительно действующего крутящего
момента, но необходимо знать и возможные максимальные значе-
ния его. Если, максимальные значения крутящих моментов не пре-
восходят более чем в 1,5 раза значения длительно действующего
крутящего момента, то можно пользоваться табличными данными
применительно к длительно действующему крутящему моменту.
Однако выбор размеров вала исходя только нз величины крутя-
щего момента без учета частоты собственных и вынужденных
колебаний и их соотношений недопустим. При огсутствии возмож-
ности получить эти данные расчетным путем необходима поста-
новка соответствующих опытов.
Зависимость между углами закручивания упругих элементов
и крутящими моментами приведена на графиках (фиг. 113), при-
чем упругие элементы, отмеченные буквой N (в скобках), имеют
твердость по Шору 70 — 78, а буквой W — твердость по Шору
55 — 62.

Прочие данные .по упругим элементам приведены в табл. 23.
Угол наклона валов 'f и допустимая несоосность соединяемых ва-
лов (табл. 23),зависят от скорости вращения валов. При пере-
менных углах отклонений валов
допустимо кратковременное уве-
личение углов отклонений на 25%.
Приведенные в табл. 23 величи- ,Дг
ны относятся к валам с меж-
1600
о у ~4
центровым расстоянием между
ь~ ~ ъ- О
ЪО
упругими муфтами, равном 1 м.
Г
Для иных значений межцентро-
вых расстоянлй величина несоос- г
ности может быть определена
~оо
с помощью табличных данных.
<~.~
2000
0
1000
10 20 50 40 50 60 70'
БАЛАНСИРОВКА КАРДАН НЫХ
ПЕРЕДАЧ
5000
4000
Дисбаланс оказывает вредное
влияние на детали карданной
передачи, вызывая повышенный р000
уровень вибраций, ускоренныи
износ и дополнительные нагруз-
ки на сопряженные с карданной а ~о го зо 4о юо ба 7а
передачей детали трансмиссии.
Имеются две основные при-
чины возникновения дисбаланса. @gag
Одна из причин возникнове- ф
ния дисбаланса — неточность из-
4~~4
готовл ения отдельных деталей.
1~арданная передача, собранная
из таких деталей, также будет 4оио
иметь дисбаланс. Другая причи-
на возникновения дисбаланса — 0 lO z0 30 40 50 60 7о'
наличие зазоров в сочленениях
деталей и узлов и несо осность
их монтажа.
Дисбаланс, вызванный необ-
ходимостью иметь рабочие за-
зоры, в сочленениях не может
быть устранен балансировкой. Единственный способ уменьшения
этого дисбаланса заключается в сведении рабочих зазоров до допу-
стимого минимума путем повышения точности изготовления де-
талей и применения селективной сборки. Это сказывается ка рен-
табельности производства, особенно при серийном и массовом
производстве.
Необходимо отметить, что в некоторых случаях для высокообо-
ротных карданных передач все же применяют селективную сборку.
фиг-. 113. 3ависимость между
лами закручивания упругих элемен-
тов и крутящим моментом для упру-
гих муфт.
153

Автомобиль
,бранные о балансировке
Карданный вал в сборе балансировать динамически.
Дисбаланс не более 15 гсм
Карданные валы балансировать динамически (каждый
в отдельности). Дисбаланс не более 10 гсм
Карданный вал в сборе с вилкой, фланцем и шлицевым
концом балансировать динамически. Дисбаланс не более
50 гсм
Карданный вал балансировать динамически
Дисбаланс не более 75 гсм
М-20 . Победа'
М-21 .Волга
ГАЗ-13 .Чайка
ЗИЛ-164
МА 3-200
Кроме того, если даже получить малый дисбаланс, применяя
селективную сборку для карданной передачи, то при установке
ее на автомобиль вследствие некоторой несоосности валов смеж-
ных механизмов и дисбаланса присоединительных деталей полу-
ченная степень балансировки может быть нарушена.
Если бы даже была применена балансировка в сборе опреде-
ленного участка трансмиссии, то наличие рабочих зазоров, слож-
ность настройки балансировочных машин и сборки на конвейере
не оправдали бы этого мероприятия.
Поэтому за последнее время не только повышают точность ба-
лансировки, но и устраняют вредные ее влияния путем гашения
вибраций. Эффективным мероприятием в этом направлении яв-
ляется установка промежуточных упругих опор.
Современные карданные передачи подвергают динамической
балансировке на специальных стендах. Дисбаланс устраняют при-
вариванием к трубе балансировочных пластин, а в некоторых слу-
чаях снятием металла со специальных бобышек на вилках
фланца.
На точность балансировки карданных передач автомоби-
лей основное влияние оказывает скорость их вращения. Чем
выше скорость вращения, тем точнее должна быть баланси-
ровка.
Балансировка карданных валов обычно производится в сборе
с карданами. Точность балансировки карданных передач зависит
также от зазоров, которые имеются в сочленениях крестовины и
в шлицевом соединении.
Яля суждения о точности балансировки карданных передач
ниже приведены данные, относящиеся к карданам с крестовиной
на игольчатых подшипниках при общепринятых точности изготов-
ления шлицевы~х соединений и зазорах в сочленениях кресто-
вин.

ЛИТЕРАТУРА
1. Анохиí В. И., Отечественные автомобили, Машгиз, 1960.
2. Гольд Б. В., Ф алькевич Б. С., Теория, конструирование и расчет
автомобиля, Машгиз, 1957.
3. Киселе в и ч А. J,., Исследование тракторных соединительных муфт,
ОНТИ-КАТИ, № 70, 1958.
4. Кнор оз В. И., Ш ар ик ян Ю. Э., Распределение крутящего момента
по осям трехосного автомобиля при движении в различных дорожных условиях.
Известия высших учебных заведений, Машиностроение О© 5, МВТУ им. Баумана,
1960.
5. Кристи.М. К., Малахов ски й В. Э., Атлас конструкций советских
тракторов, ч. И, Машгиз.
6. Кугель P. В., Долговечность автомобилей, Машгиз, 1961.
7. Л ы с о в М. И., Карданные механизмы, Машгиз, 1945.
8. Се м е но в В., А р м а де р о в Р., Динамические нагрузки в трансмиссии
автомобиля, «Автомобильная и тракторная промышленность» № 1, 1959.
9. P од и оно в В. Ф., Проектирование карданной передачи и тенденции
к снижению высоты легковых автомобилей, «Автомобильная промышленность~
М 1, 196.1.
10. Чудаков Е. А., Расчет автомобиля, Машгиз, 1947.
11. Чуда к о в Е. А., Мал а хо вски й Я. Э., Атласы конструкций совет-
ских автомобилей, ч. 1 — 5, Машгиз, 1948 — 1954.
1~. Auto-Typenbuch, VEB, 1955.
13. В r o w n J, Pesilent drive Lines for diesel equipment, Diesel and gas engie
progress, june, 1960.
14. С h a g e t t e J, Le chassis, ч. III, Dunod, 1957.
15. D à h n Е, Fachkunde Kraftfahrzeugschlosser und graftfahrzeughandwerker,
Volk und Wissenvolkseigenverlag, Berlin, 1957.
16. G u erbe r, Automobile, v. III, Transmission, equipment electrique, acces-
soires divers, Technique et vulgarisation, Paris, 1960.
17. К ill ее п Т., !oints withaut ierks, Motor, London, 18/Х! 1959.
18. M e i s s n e r Н., Eeinfach- oder Doppelgelenk im Frontantrieb. graftfahr-
zeugtechnik, N 2, 1959.
19. P o tgi etc г М., Germans develop unique universal Toints, SAE, 1Х. 195~.
20. Propellershafts and Final Drive Units, Automobile Ingineer, N 11 and 12,
1959.
21. К е u t h e W., AusfQhrungsarten, Belastungsgrenzen und Belastungsverluste
von greuzgelenken, Konstruktion, s. 206 — 211 und 234 — 239, 1949.
22. Я е u t h e W., Die Bewegungsverhaltnisse greuzgelenkantrieben, Konstruk-
tion, s. 305 — 312, 1950.
23. Я е u t h e W., Kreuzgelenke, Industrieanzeiger, s. 1085 — 1089 и 1097 — 1099,
1953.
24. Яzе рра А. Н., Universal joint Drives, Machine Design N 4, 1953.
25. $ с h o l l a i n W., Handbuch fiir Kraftfahrzeuginstandsetzung, VEB, Verlag
Technik, Berlin, 1957.
26. Wild h abc r E., Universal joint, патент США М 2917911, 22 XII. 1959.
27. Weilan d G., gardanfehler bei Kreuzgelenk und Gelenkwelle und Mittel
zu ihrer Beeinflussung, Glaser Annalen, N 1, 1956.
10»

О ГЛАВ JI EH HE
Стр.
3
ным передачам,
КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Корректор Л. Надеждима
Техн. редактор Б. И. Модель
Редактор издательства И. А. Васильева
Т-03251
Цена 60 коп.
От редактора .
Требования, предъявляемые к автомобильным кардан
и классификация карданных передач H карданов
Конструкция карданов и карданных передач
Асинхронные карданы
Полукарданы
Полные карданы
Синхронные карданы .
Сдвоенные карданы
Сухарные карданы .
Шариковые карданы
Смазка
Уплотняющие устройства
Карданный вал
Промежуточная опора карданного вала
Карданные передачи
Принципиальные и конструктивные схемы
Гашение крутильных колебаний
Конструктивные данные по карданным передачам
Теория карданной передачи
Кинематика карданов
Асинхронные карданы
Синхронные карданы
Кинематика карданной передачи
К. п. д. карданной передачи
Критическое число оборотов карданной передачи
Проектирование и расчет карданной передачи
Исходные параметры карданной передачи
Определение расчетных крутящих моментов
Углы наклона валов карданной передачи
Длина карданной передачи
Подбор карданной передачи по данным фирмы GWB
Весовые данные по карданным передачам
Коэффициент запаса карданной передачи .
Расчет карданов и карданных передач
Полукарданы
Полные карданы
Сдвоенные карданы
Шариковые карданы
Карданы Рзеппа
Подбор валов с упругими муфтами фирмы GWB
Балансировка карданных передач
Литература
Яков Эммануилович Малаховский, Александр Альбертович Лапин,
Николай Константинович Веденеев
Сдано в производство 30/Х 1961 г. Подписано к печати 17/Ш 1962.г.
Тираж 3500 экз. Печ. л. 9,75. Бум. л. 4,88. Уч.-изд. л. 10.
Формат бумаги 60)C9P/,„. Зак. 2/847
Ленинградская типография Госгортехиздата, Ленинград, ул. Салтыкова-Яедрина. 54
10
10
10
2Q
32
33
36
37
41
42
44
47
50
50
59
62
85
85
85
87
99
102
104
106
107
108
111
115
117
119
120
123
123
125
147
148
149
152
153
155