РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Методические указания к практическим занятиям по курсу

²Требования к конструкции подвижного состава²

для студентов специальности 190701.01 ²Организация перевозок и управление на транспорте (Автомобильный транспорт)²

Составители А. В. Буянкин

В. Г. Ромашко

Рассмотрены и утверждены

на заседании кафедры

Протокол №76 от 26.10.2007

Рекомендованы к печати

методической комиссией

специальности 190701.01

Протокол №76 от 26.10.2007

Электронная копия

хранится в библиотеке

главного корпуса ГУ КузГТУ

Кемерово 2008

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Цель курса ²Требования к конструкции подвижного состава² – дать студентам инженерные знания, необходимые для объективной оценки конструкций автотранспортных средств (АТС), их агрегатов и систем.

В данном курсе решаются следующие задачи:

· знакомство с основными требованиями к конструкциям АТС, их агрегатов и систем, изучение выходных и оценочных параметров агрегатов и систем АТС;

· изучение условий эксплуатации и нагрузочных режимов агрегатов и систем АТС;

· изучение рабочих процессов агрегатов и систем АТС, оценка влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем АТС;

· знакомство с основами расчета агрегатов и систем АТС на прочность и долговечность.

При изучении данного курса необходимо в первую очередь рассмотреть требования, предъявляемые к конструкции агрегатов и систем АТС, и проанализировать, как эти требования выполняются в существующих конструкциях. Основное внимание следует уделить изучению рабочих процессов и выходных параметров агрегатов и систем АТС. При этом необходимо выделить связи между рабочими процессами, нагрузочными режимами и требованиями к конструкции, а также отметить влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на рабочие процессы и выходные параметры агрегатов и систем АТС.

Проектирование трансмиссии автомобиля обычно осуществляется в такой последовательности: в зависимости от назначения автомобиля определить принципиальную схему трансмиссии, рассмотреть основные характеристики, выбрать принципиальные схемы агрегатов, провести их конструирование и выполнить расчеты на прочность основных деталей. При этом конструктор анализирует существующие конструкции, оценивает их конструктивные, производственные и эксплуатационные достоинства и недостатки, учитывает преемственность, особенности производства и возможности широкой унификации между существующими и проектируемыми образцами.

1 РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ С ШАРНИРАМИ НЕРАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ

Карданная передача – механизм трансмиссии автомобиля, предназначенный для передачи крутящего момента между агрегатами, оси валов которых не совпадают или могут изменять свое относительное положение при движении автомобиля.

Классификация и требования к карданным передачам подробно рассмотрены в [3, 4, 5].

При расчете карданных передач с шарнирами неравных угловых скоростей рассчитываются карданный вал, крестовина, вилки и подшипники карданного шарнира.

Для определения основных размеров карданного вала необходимо определить максимальную частоту вращения карданного вала, соответствующую максимальной скорости автомобиля.

Максимальную частоту вращения карданного вала , об/мин, соответствующую максимальной скорости автомобиля, рассчитывают по формуле

, (1.1)

где - частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальной мощности, об/мин; – передаточное число высшей ступени коробки передач; k – коэффициент.

Значения коэффициента [6]:

· для бензиновых двигателей без ограничителя максимальной частоты вращения коленчатого вала – k = 1,2;

· для дизелей и бензиновых двигателей с ограничителем максимальной частоты вращения коленчатого вала – k = 1,0.

Для определения основных размеров карданного вала необходимо также определить расчетный крутящий момент на карданном валу на низшей ступени в коробке передач.

Расчетный крутящий момент на карданном валу , Н×м, определяют по формуле

, (1.2)

где – максимальный крутящий момент двигателя, Н×м; - передаточное число первой ступени коробки передач.

После определения максимальной частоты вращения карданного вала и расчетного крутящего момента на карданном валу из таблицы 1.1 [5], выбирают соответствующие размеры сечений труб карданных валов.

Критическую частоту вращения карданного вала , об/мин, определяют по формуле

, (1.3)

где – внешний диаметр карданного вала, м; – внутренний диаметр карданного вала, м; – длина карданного вала, м.

Расчетная критическая частота вращения карданного вала обычно превосходит действительное значение вследствие податливости опор, неточной балансировки вала, наличия зазоров в шлицевых соединениях. Опыт эксплуатации показал, что для удовлетворительной работы карданной передачи необходимо вводить коэффициент запаса по критической частоте вращения:

. (1.4)

Напряжение кручения трубчатого вала , Па, рассчитывают по формуле

, (1.5)

где – момент сопротивления сечения кручению, м³.

Допустимые напряжения кручения карданных валов [4]:

* легковых автомобилей - [ ]= 25 ¸ 55 МПа;

* грузовых автомобилей - [t_кр]= 100 ¸ 120 МПа.

На жесткость карданный вал рассчитывают по углу закручивания Q, град

, (1.6)

где – полярный момент инерции сечения, м⁴; G – модуль упругости при кручении, Па.

Модуль упругости при кручении – G = 8,5×10⁴ МПа [5].

Допустимый угол закручивания – [Q] = 7 ¸ 8° на один метр длины [4].

Размеры крестовины карданного шарнира (рисунок 1.1) определяют размеры всего карданного шарнира.

Рисунок 1.1 – Расчетная схема крестовины карданного шарнира

Размеры крестовины находят из условий, что крестовина не будет иметь остаточных деформаций под действием меньшей из величин максимального расчетного крутящего момента на карданном валу, определенного по двигателю или по сцеплению.

Таблица 1.1 – Размеры сечений труб карданных валов и их нагрузочная способность

Продолжение табл. 1.1

Высоту крестовины карданного шарнира по шипам Н, см, исходя из максимального крутящего момента по двигателю, определяют по формуле

. (1.7)

Высоту крестовины карданного шарнира по шипам Н, см, исходя из максимального крутящего момента по сцеплению, определяют по формуле

, (1.8)

где – вес, приходящийся на мост, к которому подводится крутящий момент через рассчитываемую карданную передачу, кН; – радиус качения колеса, м, j – коэффициент сцепления, – передаточное число главной передачи.

Коэффициент сцепления принимают – j = 0,85 [5].

По определенной высоте крестовины из таблицы 1.2 [5] выбирают соответствующий типоразмер карданного шарнира.

Шипы крестовины карданного шарнира рассчитывают по напряжениям изгиба и среза.

Напряжение изгиба шипа , Па, в опасном сечении А–А определяют по формуле

, (1.9)

где – максимальная нагрузка на шип крестовины, Н; – длина шипа, м; – момент сопротивления сечения шипа изгибу, м³.

При расчете максимальной нагрузки на шип крестовины принимают, что условно сосредоточенная сила действует в середине шипа.

Максимальную нагрузку , Н, на шип крестовины карданного шарнира рассчитывают по формуле

, (1.10)

где r – плечо приложения максимальной нагрузки, м; g – угол наклона осей карданной передачи, град.

Таблица 1.2 – Основные размеры крестовин карданных шарниров неравных угловых скоростей

Плечо приложения максимальной нагрузки (расстояние от центра крестовины до середины шипа) можно приближенно определить по формуле

, (1.11)

где , - расстояние между внутренними и наружными плоскостями вилки карданного шарнира соответственно, м.

Угол наклона осей карданной передачи – g = 15 ¸ 20° [2].

Высоту шипа можно приближенно принять равной длине иглы подшипника карданного шарнира.

Момент сопротивления сечения шипа изгибу, , м³, определяют по формуле

, (1.12)

где – диаметр шипа крестовины, м.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 250 ¸ 300 МПа [4].

Напряжение среза шипа крестовины , Па, определяют по формуле

. (1.13)

Допустимые напряжения среза – [ ] = 60 ¸ 80 МПа [4].

Вилка карданного шарнира (рисунок 2.2) под действием максимальной нагрузки на шип крестовины испытывает изгиб и кручение.

Напряжение изгиба вилки , Па, рассчитывают по формуле

, (1.14)

где с – плечо изгиба, м; – момент сопротивления сечения изгибу, м³.

Рисунок 2.2 – Расчетная схема вилки карданного шарнира

Момент сопротивления изгибу , м³, для прямо-угольного сечения определяют по формуле

, (1.15)

где b, h – соответственно, высота и ширина сечения вилки карданного шарнира, м.

Высоту сечения вилки можно принять равной длине иглы подшипника карданного шарнира.

Допустимые напряжения изгиба – [ ] = 60 ¸ 80 МПа [4].

Напряжение кручения вилки , Па, определяют по формуле

, (1.16)

где а – плечо кручения, м; – момент сопротивления сечения кручению, м³.

Момент сопротивления сечения кручению , Па, рассчитывают по формуле

, (1.17)

где k – коэффициент.

Данный коэффициент зависит от отношения ширины сечения вилки к его высоте (таблица 1.3) [4].

Таблица 1.3 – Значения коэффициента

Допустимые напряжения кручения – [ ] = 120¸150 МПа [4].

Игольчатые подшипники карданных шарниров рассчитывают по допустимой нагрузке.

Допустимую нагрузку , Н, на подшипник карданного шарнира определяют по формуле

, (1.18)

где – количество иголок в подшипнике; – длина иголки, см; – диаметр иголки, см; – частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном крутящем моменте двигателя, об/мин; - передаточное число до рассчитываемой карданной передачи.

После расчета допустимой нагрузки необходимо проверить полученное значение на соответствие условию:

> . (*)

2 РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ С ШАРНИРАМИ РАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ

Расчетная схема шарикового шарнира равных угловых скоростей (синхронного) приведена на рисунке 2.3.

Максимальный момент по сцеплению , Н×м, передаваемый шарниром, определяют по формуле

, (1.19)

где – вес, приходящийся на колесо, Н; j – максимальный коэффициент сцепления.

Рисунок 2.3 – Расчетная схема шарикового карданного шарнира равных угловых скоростей:

1 – шарик; 2 – наружная обойма; 3 – сепаратор; 4 – внутренняя обойма

Максимальный коэффициент сцепления при расчете синхронных карданных шарниров принимается – j = 1,0 [3].

По рассчитанному крутящему моменту из таблицы 2.4 [5] выбирают диаметр шарика шарнира равных угловых скоростей, а также наружный диаметр вала.

Для обеспечения необходимой плавности работы и равномерного распределения нагрузки число шариков в шариковом карданном шарнире с делительным механизмом должно быть четным, поэтому на практике устанавливают четыре (шесть) шариков, равномерно распределенных по окружности.

Допустимое окружное усилие , Па, рассчитывают по формуле

, (1.20)

где Р – окружная сила, действующая на шарик, Н.

Окружную силу Р, Н, действующую на шарик, определяют по формуле

, (1.21)

где R – радиус расположения шариков, м.

Таблица 2.4 – Параметры карданных шарниров равных угловых скоростей

Размеры внутренней обоймы должны обеспечить надежную связь с ведущим валом, и это предопределяет радиус расположения шариков. Соотношение между радиусом расположения шариков и их диаметрами для обеспечения заданного срока службы рекомендуют [3] определять по эмпирической зависимости:

.

Угол между осями валов - g = 35 ¸ 40°.

Карданный вал в приводе передних колес – цельнолитой. Поэтому рассчитывают его только по углу закручивания по формуле (1.6), при этом полярный момент инерции для сплошного сечения определяют по формуле

. (1.22)

Длину карданного вала можно принять равной половине колеи передних колес.

При выборе основных параметров элементов карданных передач сцеплений могут быть использованы данные таблицы 2.5 [5].

Таблица 2.5 – Основные размеры элементов карданных передач

Автомобиль	Соединяемые агрегаты	, Н·м	, мм	, мм	, мм	Типоразмер шарнира
ВАЗ-2101	КП – ПО ПО – ЗМ			2,0		– I
"Москвич-2140"	КП – ЗМ			1,8		II
ГАЗ-24	КП – ЗМ			2,5		III
ГАЗ-53А	КП – ПО ПО – ЗМ			2,1		IV
ЗИЛ-130	КП – ПО ПО – ЗМ			3,0		V
КамАЗ-5320	КП – ПрМ ПрМ – ЗМ			3,5 3,0		VI V
МАЗ-5335	КП – ЗМ			3,5		VI
КрАЗ-255Б1	РК – ПО ПО – ЗМ РК – ПМ			3,5		VII

Примечание: КП – коробка передач; ПО – промежуточная опора; РК – раздаточная коробка; ПрМ – промежуточный мост; ЗМ – задний мост; ПМ – передний мост.

СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Бочаров Н. Ф. Конструирование и расчет машин высокой проходимости: учебник для втузов / Н. Ф. Бочаров, И. С. Цитович, А. А. Полунгян. – М.: Машиностроение, 1983. – 299 с.

2. Бухарин Н. А. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля: учеб. пособие для вузов / Н. А. Бухарин, В. С. Прозоров, М. М. Щукин. – М.: Машиностроение, 1973. – 504 с.

3. Лукин П. П. Конструирование и расчет автомобиля: учебник для студентов втузов / П. П. Лукин, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Родионов. – М.: Машиностроение, 1984. – 376 с.

4. Осепчугов В. В. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчета: учебник для студентов вузов / В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин. – М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.

5. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / А. И. Гришкевич [и др.]. – М.: Машиностроение, 1984. – 272 с.

6. Фаробин Я. Е. Методические указания к практическим занятиям по дисциплине "Теория эксплуатационных свойств АТС" для студентов специальности "Автомобили и автомобильное хозяйство". – М.: МАДИ, 1992. – 64 с.

Составители

Алексей Владимирович Буянкин

Владимир Георгиевич Ромашко

Поиск по сайту: