Федеральное агентство по образованию

Сыктывкарский лесной институт – филиал государственного образовательного

учреждения высшего профессионального образования «Санкт-Петербургская

государственная лесотехническая академия имени С. М. Кирова»

КАФЕДРА «АВТОМОБИЛИ И АВТОМОБИЛЬНОЕ ХОЗЯЙСТВО»

_

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЁТУ АГРЕГАТОВ

И СИСТЕМ АВТОМОБИЛЯ,

ДЛЯ КУРСОВОГО И ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ

КАРДАННАЯ ПЕРЕДАЧА

Для студентов специальностей «Автомобили и автомобильное хозяйство», «Сервис транспортных, технологических машин и оборудования»

всех форм обучения СЫКТЫВКАР УДК 622.24.054. ББК 31. К Рассмотрено и рекомендовано к изданию советом лесотранспортного факультета Сыктывкарского лесного института 25 декабря 2007 г., протокол № Составители:

старший преподаватель Ю. В. Чурилов, заведующий лабораторией А. Н. Юшков Рецензент:

кандидат технических наук, доцент А. Ф. Кульминский (Сыктывкарский лесной институт, кафедра общетехнических дисциплин) Карданная передача : методические указания по расчёту агрегаК21 тов и систем автомобиля, для курсового и дипломного проектирования для студентов специальностей «Автомобили и автомобильное хозяйство», «Сервис транспортных, технологических машин и оборудования» всех форм обучения / сост. Ю. В. Чурилов, А. Н. Юшков ; Сыкт. лесн. ин-т. — Сыктывкар : СЛИ, 2008. — 16 с.

УДК 622.24.054. ББК 31. В методических указаниях излагается порядок расчета агрегатов и систем автомобиля. Изложенный материал окажет помощь в работе над курсовым и дипломным проектированием. Для студентов специальностей «Автомобили и автомобильное хозяйство», «Сервис транспортных, технологических машин и оборудования» всех форм обучения.

© Ю. Я. Чурилов, А. Н. Юшков, составление, © СЛИ,

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. Карданные передачи: требования, классификация, применяемость

2. Карданные передачи с шарнирами неравных угловых скоростей

2.1. Кинематические связи

2.2. Основы расчёта карданных передач

2.2.1. Расчёт шарнира

2.2.2. Расчёт трубы карданного вала

2.2.3. Проверочный расчёт игольчатых подшипников

2.2.4. Проверочный расчёт шлицевого соединения

Контрольные вопросы

Библиографический список

ВВЕДЕНИЕ

В процессе эксплуатации автомобиля на его узлы и детали действуют нагрузки, величина и характер которых обусловлены взаимодействием колёс с дорогой, воздействием водителя на органы управления, режимами работы двигателя и другими факторами. Детали трансмиссии автомобиля вместе с вращающимися частями двигателя, колёсами и массой всего автомобиля образуют многомассовую колебательную систему, в которой при определённых условиях возможно возникновение резонансных колебаний, снижающих долговечность трансмиссии.

Автомобиль является наиболее сложным объектом в отношении определения нагрузочного режима. Определение расчётных нагрузочных режимов для оценки прочности деталей автомобиля осложняется тем, что в процессе его эксплуатации изменяются не только дорожные условия, но и скорости движения, интенсивность разгона и торможения, величины полезной нагрузки, усилия на крюке сцепного устройства и т. п.

Из всего разнообразия нагрузок следует выбрать расчётные, которые в значительной степени характеризуют прочность деталей. При проведении анализа нагрузочных режимов необходимо рассмотреть три расчётных режима.

Первый расчётный режим – по максимальному моменту двигателя Мр = Ме max · uн, (1) где Мp – расчётный момент на карданном валу; Ме max – максимальный момент двигателя; uн – передаточное число коробки передач и раздаточной коробки на низшей передаче. В расчётах на прочность КПД принимается равным единице.

Расчёт агрегатов трансмиссии по первому режиму даёт условные величины напряжений.

Эти напряжения меньше напряжений при пиковых нагрузках, но больше, получаемых при преобладающих эксплуатационных нагрузках. Этот расчётный режим может быть использован для сравнительных проверочных расчётов.

Второй расчётный режим – по максимальному сцеплению ведущих колёс с полотном дороги. При расчёте карданных передач многоосных автомобилей определение моментов по двигателю обычно оказывается невозможным, если неизвестен закон распределения моментов по отдельным валам трансмиссии за раздаточной коробкой. Момент на валу карданной передачи определяется по формуле где zi – нормальные реакции дороги на колёса соответствующих мостов; uт – передаточное число трансмиссии от колеса до карданного вала; – коэффициент сцепления шины колеса с дорогой (принимается значение 0.8).

Третий расчётный режим – по максимальной динамической нагрузке, имеющей место при движении автомобиля. Приведённые выше формулы не учитывают динамических нагрузок в трансмиссии, возникающие при резком включении сцепления, разгоне, буксовании и др. Величина динамического момента может быть подсчитана по коэффициенту динамичности Значение коэффициента динамичности принимается в пределах 1.5…2.5 в зависимости от типа автомобиля и условий эксплуатации.

1. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ: ТРЕБОВАНИЯ,

КЛАССИФИКАЦИЯ, ПРИМЕНЯЕМОСТЬ

Карданные передачи применяются в трансмиссиях автомобилей для силовой связи механизмов, валы которых несоосны или расположены под углом, причём взаимное положение их может меняться в процессе движения. В общем случае карданные передачи соединяют коробки передач с раздаточными коробками и с ведущими мостами (рис. 1 и 2), а также для передачи крутящего момента от главной передачи на ведущие и управляемые колёса (рис. 3 и 4), или для привода вспомогательных механизмов (лебёдка и др.). Основными элементами карданной передачи являются: шарнир, вал и промежуточные опоры. Классификация карданных передач приведена в табл. 1.

Назначение Для передачи момента от коробки передач или раздаточной коробки к ведущим мостам (максимальный угол Число карданных шарниров Одиночные (одинарные), с одним карданным шарниром.

1 – коробка передач; 2 – карданный шарнир; 3 – карданный вал; 4, 7, 9 – ведущие мосты;

5, 8 – промежуточные опоры; 6 – раздаточная коробка; 10 – редуктор главной передачи Рис. 2. Общий вид карданного вала с шарнирами неравных угловых скоростей Рис. 3. Карданный шарнир равных угловых скоростей привода колёс грузового автомобиля: 1, 6 – подшипники; 2 – ступица; 3 – фланец; 4, 9 – полуоси; 5 – цапфа; 7 – крышка;

8 – шаровая опора; 10 – шарнир равных угловых скоростей; 11 – шкворень Рис. 4. Привод колёс легкового автомобиля с шарнирами равных угловых скоростей:

1 – корпус; 2 – сепаратор; 3 – обойма; 4 – шарик; 5, 9 – хомут; 6, 10, 13 – кольцо; 7 – чехол;

К карданным передачам предъявляются следующие требования:

- передача крутящего момента без создания дополнительных нагрузок в трансмиссии (изгибающих, скручивающих, вибрационных, осевых);

- возможность передачи крутящего момента с обеспечением равенства угловых скоростей ведущего и ведомого валов независимо от угла между соединяемыми валами;

- высокий КПД и бесшумность.

2. КАРДАННЫЕ ПЕРЕДАЧИ С ШАРНИРАМИ

НЕРАВНЫХ УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ

Карданные передачи с шарнирами неравных угловых скоростей обычно используют для передачи крутящего момента от коробки перемены передач к ведущим мостам автомобиля, на рис. 5 представлена кинематическая схема таких передач. Основными деталями шарнира являются две вилки соединённые между собой крестовиной, кинематическая схема шарнира представлена на рис. 6, а. Из теории механизмов известно, что соотношение углов поворота ведущего и ведомого валов выражается уравнением где 1 – угол поворота ведущего вала, 2 – угол поворота ведомого вала, – угол между валами.

Окружная скорость общей точки двух вилок шарнира (т. С) где и – угловые скорости вращения валов, радиусы вращения.

Из уравнения (5) следует, что это равенство справедливо при условии r1 = r2 и АС·sin1 = = ВС· sin2, но так как АС = ВС, то для выполнения условия равенства необходимо, чтобы т. С лежала на биссектрисе угла между валами и при вращении в плоскости ОО.

Следовательно, при фиксированной шарнирной связи через крестовину, в карданном шарнире условие не выполняется, поэтому такие шарниры называют шарнирами неравных угловых скоростей или асинхронными. При повороте вала 1 на 90о крестовина, поворачиваясь, отклоняется на угол, точка С не будет лежать на биссектрисе ОО.

Соотношение между углами поворота валов 1 и 2 определяется выражением (4), если его продифференцировать при условии, что = const, получим Используя уравнение (4), исключив из равенства угол, получим соотношение угловых скоростей валов карданной передачи Наибольшее значение w2/w1, характеризующее неравномерность вращения, отмечается при 1 = 0о, 180о и 360о. Таким образом, Наименьшее значение w2/w1 наблюдается при 1= 90о, 270о и 450о. Следовательно, Таким образом, для угловых скоростей карданного вала справедливо неравенство Угловые смещения (1 – 2) в зависимости от угла приведены на рис. 7.

Неравномерность вращения ведомого вала можно устранить, применив в передаче два карданных шарнира (рис. 5, а). Равномерное вращение выходного вала может быть получено при равенстве углов 1 и 2 и при расположении вилок карданных шарниров в одной плоскости.

Рис. 6. Кинематическая схема карданного шарнира неравных угловых скоростей:

а – основные детали; б и в – схемы положения вилок и крестовины при повороте ведущего вала на пол-оборота; 1 – ведущий вал; 2 – вилка; 3 – крестовина; 4 – карданный вал Рис. 7. Угловые смещения валов карданной передачи В карданной передаче рассчитываются:

- вилка и крестовина шарнира (на прочность и износ);

- карданный вал (на кручение, растяжение – сжатие, угол закручивания);

- критическое число оборотов вала;

- подшипники карданного шарнира;

- шлицевое соединение скользящей вилки и вала.

Для предварительного выбора карданного шарнира рекомендуется исходить из того, что размеры крестовины должны соответствовать условиям обеспечения прочности, а нагрузка на подшипник не должна превышать его статической грузоподъёмности. В качестве определяющего размера карданного шарнира можно принять размер Н между торцами крестовины (рис. 8, а).

Рис. 8. Основные размеры крестовины и вилки карданного шарнира При передаче крутящего момента карданным шарниром опасное сечение А – А крестовины у галтели шипа подвергается совместному действию изгиба и среза. Наибольшее нормальное напряжение в опасном сечении А – А где – напряжение изгиба, МПа; – напряжение среза, МПа.

Если обозначить рабочую длину игл подшипника l, диаметр шипа dш, а расстояние от оси шарнира до середины длины иглы R и принять, что на шип действует усилие Рш, приложенное в середине длины иглы, а также учесть, что для стандартных карданных шарниров, справедливы зависимости dш = 0.23Н; l = 0,17Н и R = 0,41Н; то после подстановки напряжений изгиба и среза, соответствующих принятым условным обозначениям в выражении (11) и преобразования его получим М = 7,35·10–5·Н3·/. Принимая предел упругости / = 700 МПа и коэффициент запаса карданного шарнира равным 2, получим условие определения размера крестовины Н (м):

где Мд – максимальный крутящий момент двигателя, Н·м; u1 – передаточное число трансмиссии от двигателя до карданной передачи на низшей ступени; G2 – вес, приходящийся на ведущий мост при полной загрузке автомобиля, кН; rk – радиус качения колеса, м; = 0.8 – коэффициент сцепления колёс с дорогой; u0 – передаточное число главной передачи.

Зная размер Н, по табл. 2 можно выбрать соответствующий типоразмер карданного шарнира. Остальные размеры деталей шарнира определяются эскизной компоновкой узла.

Основные размеры и показатели шарниров неравных угловых скоростей (рис. 8) Размеры, мм:

Шипы крестовины рассчитывают на изгиб и срез под действием условно сосредоточенной нормальной силы по формуле где Мр – расчётный крутящий момент на карданном валу, Н·м; lk – расстояние между серединами игольчатых роликов противоположно расположенных подшипников, м. Рекомендуется принимать Мр = Мд·uн·, где – коэффициент запаса ( = 1.25).

Напряжение изгиба в опасном сечении шипа А – А (см. рис. 8, а) и условии прочности:

где h – плечо силы Рш, мм; определяется исходя из того, что сила приложена в середине иглы карданного подшипника; W – момент сопротивления сечения шипа, мм3 (W = 0.1 ).

Напряжение среза в опасном сечении шипа А – А (см. рис. 8, а) и условие прочности:

Вилка шарнира под, действием силы Рш, испытывает изгиб и кручение (см. рис. 8, б). В опасном сечении В – В имеем:

Моменты сопротивления сечения В – В (W и W) от их формы. Рекомендуется принимать форму прямоугольника (см. рис. 6, б). При размерах прямоугольника b и l (мм) моменты сопротивления определяют по формулам: W = b·l/6 и W = k·l·b2.

Значение коэффициента k в зависимости от отношения l/b:

Размеры трубы для вала определяются при эскизной компоновке или по прототипу и выбираются из сортимента по ГОСТ 5002-82. Рекомендуемая толщина стенки трубы (мм): 0.5;

0.75; 1.0; 1.5; 2.0; 2.5 и 3.0.

Напряжение кручения и условие прочности карданного вала при действии расчётного момента Мр и максимального динамического момента МД:

Момент сопротивления трубы (м3): W = (/16)· (D4 – d4) /D, где D и d – наружный и внутренний диаметры трубы вала, м.

Угол закручивания (в градусах) трубы карданного вала под действием расчётного момента Мр:

где Lтр – длина трубы карданного вала, м; J – полярный момент инерции сечения, м4;

J = (/32)·(D4 – d4); G – модуль упругости при кручении, для стали G = 8.5·104 МПа.

Условие жёсткости вала при кручении: 4…90 на 1 м длины вала.

Допустимая длина карданного вала Lmax определяется критической частотой его вращения nк при максимальной скорости автомобиля. Под критической частотой вращения вала понимают частоту вращения, при которой происходит потеря устойчивости прямолинейной формы оси вращения вала.

Для полого карданного вала, концы которого не защемлены, при условиях, что на всей длине карданный вал имеет постоянное сечение, критическая частота вращения:

где L – расстояние между центрами карданных шарниров, м; размерность D и d в м.

При компоновке карданной передачи большое внимание уделяют выбору установочных углов между валами, так как эти углы во многом определяют напряжённость работы карданной передачи, а следовательно, и срок её службы. Рекомендуется, чтобы углы установки карданных валов не должны иметь нулевых значений, а при номинальной нагрузке в статическом состоянии автомобиля эти углы не должны быть более 40.

2.2.3. Проверочный расчёт игольчатых подшипников Номер подшипника и его параметры указаны в табл. 2. Игольчатые подшипники проверяют по статической грузоподъёмности. Действующая максимальная радиальная нагрузка не должна превышать статической грузоподъёмности подшипника, т. е.

где Рш – сосредоточенная нагрузка, действующая на шип крестовины шарнира, см. формулу (13), кН; С0 – статическая грузоподъёмность подшипника, кН (см. табл. 2).

Для компенсации осевого перемещения карданной передачи, вилка шарнира и вал сопрягаются шлицевым соединением (см. рис. 2). При передаче крутящего момента шлицы карданного вала работают на смятие. Напряжения смятия определяют от сил, действующих по среднему диаметру шлицов:

где D и d – наружный и внутренний диаметры шлицов, (м); k – коэффициент неравномерности распределения нагрузки, (0,75); l – длина шлицов, (м); z – число шлицов. Размеры шлицевого соединения выбираются по прототипу и должны соответствовать ГОСТ 6033-80, ГОСТ1139- (рис. 9).

Рис. 9. Профили и размеры сечений шлицевых соединений: а) – прямоугольное; б) – зубчатое (эвольвентное); в) – треугольное; г) – трапецеидальное.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

1. Назначение карданной передачи.

2. Из каких частей и деталей состоит карданная передача?

3. Какие требования предъявляются к карданным передачам?

4. Чем отличаются синхронные карданные шарниры от асинхронных?

5. Конструктивные схемы привода ведущих колес.

6. Метод и формула расчета длины карданного вала передачи?

7. Назовите типы шарниров карданных передач.

8. По каким признакам выбирается схема карданной передачи автомобиля?

9. По какому параметру выбирается типоразмер шарнира карданного вала?

10. Порядок расчета крестовины асинхронного шарнира.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

Вахламов, В. К. Автомобили: конструкция и элементы расчёта [Текст] : учебник для студ. высш. учеб. заведений / В. К. Вахламов. – М. : Академия, 2006. – 480 с.

Высоцкий, М. С. Грузовые автомобили: проектирование и основы конструирования [Текст] / М. С. Высоцкий, Л. Х. Гилепес, С. Г. Херсонский. – 2-е изд., перераб. и доп. – М. :

Машиностроение, 1995. – 256 с.

Лукин, П. П. Конструирование и расчёт автомобиля [Текст] / П. П. Лукин, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Родионов. – М. : Машиностроение, 1984. – 376 с.

Составители Чурилов Юрий Владимирович, Юшков Александр Николаевич

КАРДАННАЯ ПЕРЕДАЧА

Методические указания по расчёту агрегатов и систем автомобиля, для курсового и дипломного проектирования для студентов специальностей«Автомобили и автомобильное хозяйство», «Сервис транспортных, технологических машин и оборудования»

Сыктывкарский лесной институт – филиал государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Санкт-Петербургская государственная лесотехническая академия Подписано в печать 22.01.08. Формат 60 90 1/16. Усл. печ. л. 1,0. Тираж 200. Заказ №.