Расчет карданной передачи автомобиля ГАЗ-2410

Таким образом, в качестве прототипа выбирается двухшарнирная карданная передача с простыми карданными шарнирами неравных угловых скоростей с крестовинами на игольчатых подшипниках с одним карданным валом без промежуточной опоры. Компенсирующий элемент – шлицевое соединение карданной передачи со вторичным валом коробки передач. Кинематическая схема представлена на рис.18.

2. Проверочный

расчет карданной передачи автомобиля ГАЗ-2410

Проверочный расчет карданной передачи производится в следующей последовательности:

· устанавливается нагрузочный режим;

· определяется максимальное напряжение кручения и угол закручивания карданного вала;

· определяется осевая сила, действующая на карданный вал;

· проводится оценка неравномерности вращения карданного вала и инерционного момента, возникающего от неравномерности вращения;

· рассчитывается крестовина карданного шарнира;

· рассчитывается вилка карданного шарнира;

· определяются допустимые усилия, действующие на игольчатый подшипник;

· определяется критическое число оборотов карданного вала;

· проводится тепловой расчет карданного шарнира.

2.1. Нагрузочные режимы

На карданные валы действует крутящий момент, передаваемый от коробки передач, и осевые силы, возникающие при колебаниях ведущего моста на рессорах. При увеличении скорости вращения могут возникнуть поперечные колебания карданного вала. Поперечный изгиб вала происходит за счет центробежных сил, возникающих вследствие несовпадения оси вращения вала с его центром тяжести. Несовпадение может иметь место за счет неизбежных неточностей изготовления, прогиба вала под действием собственного веса и других причин.

В данной работе проверочный расчет карданной передачи производится по максимальному крутящему моменту, развиваемому двигателем – Mmax при частоте вращения nM – при движении автомобиля на первой передаче, когда крутящий момент, передаваемый через трансмиссию, максимален (передаточное число первой передачи i1 = 3,5). Номинальный максимальный крутящий момент, развиваемый двигателем (173 Нм при 2500 об/мин), в задании на проектирование увеличен в 1,5 раза, таким образом, расчетный момент составит Mmax = 173 × 1,5 = 259,5 Нм; nM = 2500 об/мин.

2.2. Определение напряжения кручения и угла закручивания карданного вала

Максимальное напряжение кручения вала, как отмечалось ранее, определяется для случая приложения максимального момента двигателя и при действии динамических нагрузок. Действие динамических нагрузок учитывается коэффициентом динамичности: KД = 1…3. В расчете принимаем KД = 1.

Вал карданной передачи автомобиля ГАЗ-2410 – полый. Наружный диаметр вала D = 74 мм, внутренний диаметр вала d = 71 мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле

.

Максимальное напряжение кручения вала определяется по формуле

.

Напряжения кручения в выполненных конструкциях карданный передач имеют значения 100…300 МПа. Полученное значение напряжения не превосходит указанных значений.

Величина угла закручивания вала определяется по формуле

,

где G – модуль упругости при кручении, G = 8,5×1010 Па;

Iкр – момент инерции сечения вала при кручении,

;

l – длина карданного вала, l = 1,299 м.

Величина угла закручивания единицы длины карданного вала составляет

.

Величины углов закручивания в выполненных конструкциях карданных валов составляют при KД = 1 от 3 до 9 градусов на метр длины вала. Полученное значение не превышает указанных.

Таким образом, нормальная работа карданного вала по максимальным напряжениям кручения и углу закручивания обеспечена.

2.3. Определение осевой силы, действующей на карданный вал

Кроме крутящего момента, на карданный вал действуют осевые силы Q, возникающие при перемещениях ведущего моста.

Задний мост при движении автомобиля по неровностям совершает качание относительно оси серьги рессоры по некоторому радиусу R1. Карданный вал колеблется вокруг центра карданного шарнира, которым он соединяется со вторичным валом коробки передач по некоторому радиусу R2. Вследствие неравенства этих радиусов совершаются осевые перемещения карданного вала. Величина осевых перемещений на преобладающих режимах эксплуатации составляет 2-5 мм.

Величина осевой силы Q, действующей на карданный вал при колебаниях автомобиля, определяется по формуле

,

где Dш и dш – диаметры шлицев по выступам и впадинам;

m - коэффициент трения в шлицевом соединении.

Тогда величины осевой силы будут составлять:

при хорошей смазке ;

при плохой смазке ;

при заедании .

Осевые усилия, возникающие в карданной передаче, нагружают подшипники КП и главной передачи. Снижение осевой нагрузки будет иметь место при наличии соединения, в котором трение скольжения при осевом перемещении будет заменено трением качения (шлицы с шариками).

2.4. Оценка неравномерности вращения и инерционного момента

Для одиночного карданного шарнира, соединяющего вторичный вал коробки передач (вал А) и карданный вал (вал В), соотношение между углами a и b поворота валов (см. рис. 19) может быть представлено выражением

.

Здесь g1 – угол между осями рассматриваемых валов (угол перекоса). Дифференцируя это выражение, получаем

.

Угловые скорости валов являются производными от угла поворота по времени. Учитывая это, из предыдущего выражения можно получить соотношение между угловыми скоростями валов:

.

После алгебраических преобразований получаем зависимость угловой скорости ведомого вала В от угловой скорости ведущего вала А, угла поворота ведущего вала и угла перекоса валов:

 Скачать реферат