Народного хозяйства и государственной службы 17 страница

Преимуществами цепной силовой передачи по сравнению с кар­данной и шестеренчатой являются:

— меньшая жесткость н шумноегь,

— меньший вес. более простая конструкция, а следовательно! и меньшая стоимость, что особенно важно для мопедов, легких Я средних мотоциклов и легких мотороллеров:

—простота и высокая точность подбора передаточного числа силовой передачи, что особенно важно для спортивных мотоцикла*

К недостаткам цепной силовой передачи следует отнести мень­шую надежность и износостойкость, а также потребность и часто* регулировке натяжения цепи (особенно задней), а при открытой л-пной передаче — частая очистка и смазка (проверка) цепи.

Преимуществом карданной силовой передачи мотоцикла и ше-, геренчатой силовой передачи мотороллера нвляется высокая на­дежность и простота ухода, так как коническая главная передача не требует частой регулировки, а у цилиндрической шестеренчатой передачи она вообще не предусматривается.

Преимуществами варнаторной силовой передачи являются:

— упрощение и облегчение управления мотоциклом;

— благодаря упругости клинового ремня варнаторная силовая передача обеспечивает гашение неравномерности крутящего мо­мента, ввиду чего не требуется гаситель колебаний;

— плавное н автоматическое изменение передаточных отношений.

К недостаткам варнаторной силовой передачи относятся:

— низкая износоустойчивость ремня, что усиливается абразив­ным износом шкивов и ремня;

— резкое снижение долговечности ремня при низких темпе­ратурах н попадании влаги;

- усиленное проскальзывание ремня при попадании влаги в п.фиаторную передачу.

Простота конструкции, приемлемые габаритные размеры, удо­влетворительная надежность работы вариатора достигаются только при одинарной клнноременной передаче, которая не может обес- П(чить передачу мощности двигателей тяжелых н средних мотоцик­лов, поэтому вариаторную силовую передачу применяют на мопе­дах, легких мотоциклах и мотороллерах. Следует ожидать дальней­шею расширения применения варнаторных силовых передач, так как износоустойчивость клиновых ремней вариаторов непрерывно попытается за счет применения новых сортов резины и искусствен­ного ватокна.

§ 9?. ЦЕПНАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА

Как было отмечено выше, в ценную силовую передачу входят Передняя и задняя передачи. Передняя передача передает крутя­щий момент от двигатели через сцепление на коробку передач, с помощью цепной или шестеренчатой передачи.

На современных мотоциклах и мотороллерах в основном приме­няют цепные передние передачи с герметичной масляной ванной. Однако это возможно, если двигатель и коробка передач имеют общий картер. На некоторых английских мотоциклах картеры двн- fcTi-ля и коробки выполнены раздельно, поэтому их передняя цеп­ная передача закрыта кожухом, предохраняющим цепь от попада- "ия пыли и грязи. У этих мотоциклов цепь необходимо проваривать ^н Регулировать се натяжение перемещением картера коробки передач.

Увеличивающаяся быстроходность современных двигателей мо­тоциклов и мотороллеров заставляет работать цепь передней пере­дачи при очень высоких скоростях, что снижает се срок службы и при работе в масляной ванне. Поэтому на современных мотоциклах, мотороллерах и мопедах преимущественное распространение полу­чают передние шестеренчатые передачи.

В последние годы особенно широкое распространение получила зудни и цепная передача, закрытая герметично при помощи рези­

новых гофрированных трубок (рис. 207). При помощи этих трубок наиболее дешепо и конструктивно просто обеспечить герметичность кожуха задней цепи на мотоциклах, снабженных задней подвеской. При этом не усложняется и регулировка натяжения цепи.

На спортивных и гоночных мотоциклах с целью снижения времени на регулировку натяжения цепи, замену ее и звездочек задней передачи применяются открытые цепные задние передачи.

} 93. КАРДАННАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА

Карданная передача применяется в основном на тяжелых мото­циклах для передачи крутящего момента от коробки передач к главной передаче. Она состоит из карданного вала н карданных шарниров. Как правило, на мотоциклах применяется двойная карданная передача, которая имеет два карданных шарнира на обоих концах карданного вала. Карданные шарниры передают кру­тящий момент между валами, расположенными под углом один к другому. При работе задней рычажной подвески мотоцикла углы, образованные между вторичным валом коробки передач и кардан­ным ватам, а при свечной подвеске — между карданным валом и валом ведущей шестерни главной передачи, непрерывно изменяются- У мотоцикла с рычажной задней подвеской при карданном вале, расположенном в трубе задней вилки, этот угол не изменяете*.

Жесткий карданный шарнир (кардан), применяемый на мото­циклах, является.карданом неравной угловой скорости. В качестве 944 >>пор крестовины кардана применяют игольчатые подшипники. Примером жесткого кардана япляется передний карданный шарнир мотоциклов БМВ Р-69 (рис. 208).

Рис. 208. Карданная и главная передача мотоцикла БМВ Р-69

Мягкий кардан (рис. 209) находит широкое применение в кар­данных передачах мотоциклов. Такой шарнир ставится на переднем конце карданного вала, для того чтобы предохранить последний

Рис. 209. Карданная и главная передачи мотоциклз М-63 н К-750М

от динамических нагрузок двигателя и возникающих в самой кар­данной передаче. Мягкий кардан вследствие деформации упругого Цемента — резины — обеспечивает как передачу крутящего мо­мента под углом, так и частичное гашение крутильных колебаний в силовой передаче.

§ 94. ШЕСТЕРЕНЧАТАЯ СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА

Применение шестеренчатой силовой передачи определяет испол­нение силового агрегата в общем блоке или агрегате, шарнирную Подвеску этого агрегата относительно рамы мотороллера, а часто и использование этого агрегата как рычага задней подвески.

На современных мотороллерах применяются две схемы шесте­ренчатой силовой передачи:

— непосредственная передача крутящего момента на заднее колесо со вторичного вала коробки передач;

— передача крутящего момента со вторичного вала на заднее колесо прн помощи одинарной конической (задней) главной пере­дачи.

К преимуществам шестеренчатой передней передачи относятся значительно -больший срок службы н возможность прн равных с цепной передачей габаритах получить большее передаточное отношение, что позволяет снизить скорость цепи задней передачи и увеличивает срок ее службы. Недостатком шестеренчатых пере­дач, особенно при больших окружных скоростях, является повышен­ный шум. Для уменьшения шума и повышения коэффициента пере­крытия применяют цилиндрические шестерни с косыми зубьями, а шестерни выиолниются из разных металлов (наиболее часто ведущая шестерня изготовляется из цементованной стали, а ведо­мая — из чугуна). Для передних передач особенно перспективно применение зацепления Новикова, которое обеспечит снижение шума и снизит стоимость изготовления за счет отсутствии цемента­ции или цианирования шестерен и сопровождающих их термических деформации шестерен.

§ 95. ГЛАВНАЯ (ЗАДНЯЯ) ПЕРЕДАЧА

Главная передача предназначена для передачи крутящего мо­мента от карданного вала к ведущему колесу мотоцикла (или к ве­дущим колесам) под прямым углом. Одновременно главная передача увеличивает передаваемый на ведущее колесо крутящий момент (тяговую силу) и уменьшает число оборотов последнего по сравне­нию с числом оборотов карданного вала.

Шестеренчатые главные передачи в зависимости от количества пар шестерен, входящих в главную передачу, выполняют одинарны­ми или двойными.

§ 96. РАСЧЕТ ЦЕПИ НА ПРОЧНОСТЬ

В ведущей ветви цепи работающей передачи возникают усилия состоящие из:

— полезного рабочего усилия, передаваемого цепью;

— натяжения от центробежной силы;

— натяжения от провисания ветви цепи.

Таким образом,

Роет^Рг + Рщ + Рф-

Рабочее (полезное) усилие, передаваемое цепью.

где D₀ — диаметр делительной окружности ведущей звездочки; М_кр — максимальный крутящий момент на ведущей звездочке

(для передней передачи М_кр «=• М_т$х). Для задней цепи

М_кр = AfniJl'nn'1>

где i„ _я — передаточное число передней передачи;

— передаточное число первой передачи в коробке передач; Vfm.x — максимальный крутящий момент двигателя. Натяжение цепи от центробежной силы

^р.=т ^

где q — масса 1 пог. м цепи в кг\

у„ — максимальная линейная скорость цепи. Линейная скорость цепи определяется по формуле

^у«= ТШТбО

где л, — число оборотов ведущей звездочки в минуту. Для задней цепи

Л» ^Nt пмж

где n,v, — число оборотов двигателя при максимальной мощ­ности;

1,_щ — передаточное число высшей передачи коробки передач. Для передней цепи

Натяжение от провисания ветви цепи

Рф^КфЯЛ к Г.

гд< Кф — коэффициент провисания;

А — расстояние между центрами звездочек в м.

Цепм.н перилл. Ко>фф«1и1СМТ Кф

Гори юнтальная............................................................................. 6

С)г.там наклона:

| JOW............................................................................................ 4

(яж 40'................................................................................... 2

(Вертикальная.... I

Коэффициент безопасности определяется по формуле

О,

г*

Гчвп

Где V. — разрушающая нагрузка в кГ.

Значения разрушающей нагрузки для отечественных мотоциклет, ных цепей регламентированы Общесоюзным стандартом ГОСТ 10947—64.

Для отечественных мотоциклов применяются перечисленные ниже типы и наименования приводных цепей, выпускаемых по ГОСТу 10947-64:

I. ПР—приводные роликовые однорядные нормальные нспи (рис. 210) следующих обозначений: ПР-12,7-1800-1; ПР-12,7-1800-2; ПР 15,875-2300-1 и ПР-15,875-2300-2;

Рис. 210. Роликовая и втулочная приводные цепи:

2. ПВ — приводные втулочные однорядные цепи следующих обо­значений: ПВ-9,525-1100 и ПВ-9,525-1200;

3. 2ПВ — приводные втулочные двухрядные цепи — 2ПВ-9.525- -1800.

Основные параметры и габаритные размеры цепей указаны в табл. 25. Однако технические условия на цепи для мотоциклов, их методы приемки и испытаний регламентированы по-прежнсы) ГОСТом 3609-52.

Для мотоциклетных цепей ориентировочно минимальное значе­ние' коэффициента безопасности:

для задней цепи J«7 при V яо 1? м/ак; для передней цепи 1= 15 при о до 14 м 'сек

Долговечность пени зависит от конструктивных ционных факторов.

эксплу³*³'

	Приводямс роликовые одяоридяые	Пр..од	мы*.ТТ.ОЧ.1М
Параметры	а а	i a ь Е	a 1 i	1 d с	8 I в с	а с	2 л
Шаг! л мм	12.7	12.7	15,875	ISJB75	оди	ВД25	9Д>5
Расстояние между внут­ренними пластинами BtH п мм, не менее		Z7S	6.4 8	9.65	г<ю	W2	5J0
Диаметр ролика О или втулки d, в мм	8.51	8.51	10.16	10,16	5.00	6.00	6.00
Диаметр валика d в мм	4.45		5,06	ДО		4,45	4.45
Ширина внутренней пластины в мм	ll.SI	11.81	14,73	14,73	8.80	0.80	9,80
Ширина внутреннего пена В в мм	8.90	И.ЭО	10.11	13,28	юж>	|ЗД>	8.96
Длина валнка / в мм	18,2	ад	20.1	23,7	16,3	1ЗД	25,4
Вес 1 м цепи в кг	ода	0.71	0,80	0.96	0,44	0.62	0Д2
Разрушающая нагрузка Vr в кГ

Таблица 25

Мотоциклетиuc пени

Конструктивные: скорость цепи; количество зубьев ведущей 31 «дочки; защита от пыли и грязи; условия смазки; наличие гаси- теля в силовой передаче.

Эксплуатационные: расположение зубчаток в одной плоскости; правильная регулировка натяжения; регулярная периодическая ем ка цепи (для цепных передач, не имеющих масляной ванны).

Как указывалось ранее, скорость движения цепи зариеф ^от Диаметра и числа оборотов ведущей звездочки, а диаметр ведущей

Гд< / — _шаг цепи;

К г — число зубьев ведущей звездочки.

Минимальное число зубьев (15—17) определяется соображениями неравномерности работы цепи; поэтому, если принять л_л const, то получим, что скорость цепи прямо пропорциональна ее шагу. Следовательно, чем меньше шаг, тем меньше скорость цепи прн про­чих равных условиях. В связи с этим для передних цепных пере­дач, имеющих большие скорости, применяются цепи с малым шагом, равным 9,525 мм, реже 12,7 мм. Когда по условиям прочности необходимо увеличить допускаемую нагрузку, то применяют двух­рядные и трехрядные цепи с тем же шагом. Цепи передних передач имеют скорости до 15 м/сек\ при больших скоростях применяют шестеренчатые передачи. На современных мотоциклах задние цепи имеют скорости до 15 м1сек, а на гоночных мотоциклах до 22 м/сек. Несмотря на то, что уменьшение количества зубьев ведущей звез­дочки снижает скорость цепи, минимальным числом зубьев для передней передачи следует считать г 15, хотя на практике приме­няют н меньшее количество зубьев — до г 12. Однако дальней­шее уменьшение количества зубьев (ниже 15) приводит к неравно­мерной работе цепной передачи, и достаточно плавная работа цепной передачи достигается только при г 17. Когда звездочки сме­щены от плоскости, проходящей через их оси симметрии, значи­тельно увеличивается трение пластин шарниров цепи о торцевую поверхность звездочки. Если смещение более значительно, неравно­мерно изнашиваются шарниры. Кроме того, может произойти соска­кивание цепи со звездочек.

§ 97. ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЯ ЗУБА ЗВЕЗДОЧКИ

Профиль зуба звездочек строится по ГОСТу 591—69, который рекомендует применение профиля зубьев без смещения центров

Рис. 211. Построение профиля зуба звездочки без смешения центров дуг впадин по ГОСТу 591—69

дуг впадин (рис. 211). Ниже приведены расчетные формулы для опр^* деления основных параметров звездочки, необходимых дли ее раб°" чего чертежа.

Выбрав но ГОСТу 10947—64 тип цепи, ее шаг, диаметр ролика или втулки и задавшись чистом зубьев, определяют диаметр дели­тельной окружности звездочки D₀:

О.

"W-

I coscc ~ или D.

Значения cosec— приведены в табл. 26.

Таблица?6

|начеииа cow

2^238 •U36I ДО95 зла? 4,1780 I. i'i.n 4.8097 &|29> Л. 1123 5,7588 li.07.Vi адк» 6J095 7.0266 law 7.6613 7.9787 8.2863 8,6138 8.9319 II. 2490

2.747.', 3.0777 3.4057 3,7321 4.0572 -1.3Х1.Ч 4.7016 5,0273.1,3496 5.6713.'■.9927 6.3137 6i6347 69550 7,27.55 тж* 7.9158 8.2.158 8Д555 8,8742 9,1048

162131 165314 16.8512 17.1693 17.4877 17.8073 18.1260 18,4140 I Н.7626 19,0811 I9J996 19.7176 20Л363 20Д555 20.6745 20.4930 21,3103 21.6306 21.048» 22.2671 22,5847

17,1984 17,5163 17.8354 18,1535 18.4717 18,7693 19.1073 19.4254 19.7429 20Л613 •20,3x00 20,6987 21,0168 21.3338 21.6537 21.9717 22,2895 22.6068

для p.i мичнич г

г	rate —		'
	0,5668
	9.8846	Wat
	10.202.1	lo.iszo
	10,5203	10.4727
	10.8379	10.7916
	11.1560	ll.llll
	11.4737	11.4301
	11.7913	11.7488
	12.1093	12.0679
	12.4278	12Л875
	12,7455	12.7062
	13.0639	13.0251
		IM446
	1здвз	1.4.0628
	11.0178	13.9821
	14,3356	14,1007
	14.6536	14.6191
	14Д720	11,9395
	1 5.2898	I5i2571
	1.5.6085	15,5764
	15,9260	13.8945

16,2439 16^616

Диаметр окружности выступов

КС1**««»ГЯТ Kt <ш 0.56 0.53 0.50

0, = <(К. + с1₈Ц£).

Чи.Ю l|<U«MtUDM.

До II

Cbuuw II до 17

> 17 *> 35

> 35

Диаметр окружности впадин

D, = 0„ - 2г.

* г — радиус впадины (г 0.5025 d_r + 0,05 мм); <1, — диаметр ролика (для втулочной цепи — диаметр втулки).

351

Наибольшая хорда (для ко!ггроля звездочек с нечетным числом зубьев)

I м. 90°

L_x Di cos -у.

Учитывая высокие максимальные скорости цепей в передних и задних цепных передачах мотоциклов, допуски на размеры зуба их звездочек должны соответствовать 1-му классу точности по ГОСТу 591—69 и тать ко в редких случаях — для тихоходных зад­них передач — допустимо их изготовление по 2-му классу точности.

§ 98. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ЦЕПИ И РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ЦЕНТРАМИ ЗВЕЗДОЧЕК

Расстояние между центрами цепных звездочек (рис. 212) опре­деляют следующим образом.

L,

Рис. 212. Схема цепной передачи для определения расстояния между центрами звездочек

Длина замкнутой цепи, кратная шагу (неокругленное значение),

г, — числа зубьев ведущей и ведомой звездочек.

Полученную величину не­обходимо округлить до це­лого числа шагов, причем желательно округлить до ближайшего четного числа, чтобы не применять переход­ного звена.

Приблизительное расстоя­ние между центрами звездо­чек, выраженное в шагах, Е'

Е, = -j (где / — шаг цепи в мм, £' — предварительное расстояние между центрами звездочек в jk-m) — величина, которой необходимо задаться из конструктивных соображений. Окончательное расстояние между центрами

где е — вспомогательная величина;

h±h.

ffia^⁷'' - вспомогательная величина, значения которой при* ведены в табл. 27.

Тяблн п я 77 Значение величины т = ',* J.-I,     - г,-г. л   т   0,025   17,12   65.9   116.3   0,101   18.47   68,5   150,2   0,228   19,86   71,2   154,1   0,405   21,3   13#   158.1   0.633       76,6   162.1 в 0.912   24,3   79.4   I6ft2   1,24   25,9   82,3   ПОЛ   1,62   27.6       171,5   2.05   29Л   88.2   178,7       31.0   91.2   183.0   3,07   32,8 в! 94,3   187.3   8,65   34,' 36,6   97,4   191.7             196,2   4,97       103.8       .',.70       107.0   205.2   6,49   42,6   иол   209.8   7,32   44,7   113.7   214,4   8Л       117.1   219.1   9.И   49,0   120.6   223.8   10,13   51.3   124.1   228.6   11,17   53,6   127.7   233,4   12.26   56.0   131.3   238.3   13,40   58,4   135,0   243,3   14,59   60,8   138.7   248Л   I5v83   63.3   142£   253Л

Длина развернутой цепи между осями конечных шарниров или замкнутой цепи

L = IL,.

Величина, на которую следует уменьшить величину £ для полу­чения предварительного провисания,

гле / — стрела провисания ведомой ветви цепн в мм.

§ 99. РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3 W

В карданной передаче рассчитывают карданный вал, вилки кардана и шип крестовины, а в мягком кардане — его диск. Расчет производят на максимальный крутящий момент, подводимый к карданному валу от двигателя, при включенной первой передаче и коробке передач.

'/■13 Имнци! ■ др.

Карданный вал. Карданный вал работает на кручение. Напря­жение кручения l6Af_mj../,

Но так как для карданных передач мотоциклов угол а_к между вторичным валом коробки передач и карданным валом не превы­шает 8°, то cos а_к = 0,99 «1, поэтому

где /Vfmax — максимальный крутящий момент двигателя: D_K — диаметр карданного вала;

1*1 — передаточное число первой передачи в коробке передач. Угол закручивания карданного вала

град,

32М l_tL ⁰⁼⁼:\D^l..G Р°^д

я WIG

где L — длина вала;

G—модуль упругости второго рода (G = 800ООО кПсм¹).

Биение карданного вала относительно оси вращения создает дополнительную центробежную силу, вызывающую нзгибные коле­бания вала при его вращении. При определенной скорости враще­ния эти колебания могут попасть в резонанс с частотой собственных колебаний карданного вала, в результате чего произойдет поломка вала. Соответствующее резонансу число оборотов карданного вала называют критическим. Необходимо, чтобы критическое число оборотов было выше в 1,5—2 раза максимального числа оборотов карданного вала во время работы мотоцикла. Критическое число оборотов зависит от размеров вала и способа соединения с механиз­мами силовой передачи.

Если карданы установлены на обоих концах вала, он является свободным — нсзащемлепным. Для такого вала критическое число оборотов о

п^и 12-10*^2 об/мин.

Когда карданный вал имеет на обоих концах подшипники, он является защемленным. В этом случае критическое число оборотов

= 27,5- 10^е об!мин.

В мотоциклостроенин карданный вал, защемленный с двух сто­рон, как правило, не применяют. Чаще всего используют свободный карданный вал.

Вилка кардана. Вилка кардана или карданного вала, сели она выполнена как одно целое с валом, работает на изгиб и кручение. Сила Р приложена на расстоянии R,_K от оси кардана

213). Опасное сечение А А выпол- овальным. Крутящий и изгибающий

или карданного вала (рис. няют прямоугольным или моменты

Мщр—РОи и М_ии = Рс,_к, ~ f,

где Р = —где------- полови­на окружной си­лы, передаваемой карданом; a_tg — плечо кручения в

сечении АА\ с_йж — плечо изгиба в

сечении АА. Напряжения кручения и изгиба:

„ Kj, Мяшш¥,ж.

^Te-rf⁼ 4*„г, •

"яи I

Момент сопротивления кручению для прямоугольного сечения

где Кн. — коэффициент, который зависит от соотношения сторон h_tK и b_tK; так как h_IK является большей стороной прямо­угольника, следовател ыю,

Значения коэффициентов приведены ниже:

1 1,5 1,75 2 3 4 в 8 10

С 0208 0231 0239 0,246 0258 0,267 0282 0.299 0.107 0313 Момент сопротивления кручению для эллиптического сечения

где b_tK — малая ось эллипса; h_tK — большая ось эллипса.

Рис. 213. Обозначение расчетных размеров вилки кардана

Момент сопротивления на изгиб для прямоугольного сечения Момент сопротивления на изгиб для эллиптического сечения •|,1»«355

Крестовина кардана. При ее расчете принимают, что половина окружной силы действует на каждый шип и приложена в его сере­дине. Шипы рассчитывают на изгиб и срез (рнс. 214).

Напряжение изгиба

- г-- 9—ЪЩЖ'

Напряжение среза „ Р

Ряс. 214. Схема сил, действую тих на крестовину кардана

Допустимая нагрузка на нгольча-