Расчет карданной передачи автомобиля ГАЗ-2410 (стр. 5 из 7)

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.

Коэффициент m зависит от качества смазки. При хорошей смазке m = 0,04…0,6 (в расчете принимаем 0,05); при плохой смазке m = 0,11…0,12 (в расчете принимаем 0,115). В случае заедания m = 0,4…0,45 (в расчете принимаем 0,45). Для шлицевого соединения карданной передачи автомобиля ГАЗ-2410 Dш = 28 мм, dш = 25 мм.

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:

.

Из этой зависимости следует, что wA = wB только когда g1 = 0. В общем случае g1 ¹ 0, т.е. при равномерной скорости вращения вала А вал В будет вращаться неравномерно. Величина разности между значениями wA и wB зависит от угла между валами g1. Задаваясь углом поворота вала А, можно оценить неравномерность вращения вала В при постоянном угле между валами и при постоянной скорости вращения ведущего вала.

Как отмечалось выше, расчет карданной передачи производится для случая максимального крутящего момента. Двигатель развивает максимальный крутящий момент при nM = 2500 об/мин. Максимальный крутящий момент через трансмиссию передается при включенной первой передаче. При этих условиях скорость вращения ведущего вала А определяется по формуле

.

Угол перекоса валов принимаем максимальным - g1 = 3°.

Значения угловой скорости вала В в зависимости от угла поворота вала А представлены в таблице 1. График зависимости – на рисунке 20.

Таблица 1.

Значение угловой скорости валов карданной передачи при различных углах поворота ведущего вала.

град.	0	45	90	135	180	225	270	315	360
A, 1/сек	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8
B, 1/сек	74,903	74,800	74,697	74,800	74,903	74,800	74,697	74,800	74,903

Соотношение между углами поворота валов В и С имеет вид

.

Докажем, что при равенстве перекосов валов, т.е. при g1 = g2, угловые скорости валов А и С тоже будут равны. Учитывая положение вилок вала В и смещение ведущих вилок шарниров на 90° друг относительно друга, получим, отсчитывая угол поворота от положения вала А,

или .

Учитывая, что

, из полученного выражения находим соотношение между углами поворота вала А и вала С:

.

Из этой зависимости видно, что при g1 = g2,

, а значит и a = j. Таким образом обеспечивается равномерность вращения ведущей шестерни главной передачи при равномерном вращении вторичного вала коробки передач, хотя сам карданный вал, через который передается крутящий момент, вращается неравномерно.

При движении автомобиля из-за неравномерности вращения вал В будет дополнительно нагружаться инерционным моментом

,

где IA и IB – моменты инерции вращающихся частей, приведенные соответственно к валам А и В.

2.5. Расчет крестовины карданного шарнира

На шип крестовины карданного шарнира действует сила Р (рис.21). Величина этой силы определяется по формуле

,

где R – расстояние от оси крестовины до середины шипа, R = 33 мм.

Сила Р действует на шип крестовины, вызывая его смятие, изгиб и срез. Напряжение смятия шипа не должно превышать 80 МПа, напряжение изгиба – 350 МПа, напряжение среза – 170 МПа.

Напряжение смятия определяется по формуле

= 66,16 МПа.

где d – диаметр шипа, d = 16 мм;

l – длина шипа, l = 13 мм.

Момент сопротивления изгибу сечения шипа крестовины определяется по формуле