Знайдемо максимальну частоту обертання карданного вала

1.  Знайдемо максимальну частоту обертання карданного вала

2.  Знайдемо розрахунковий крутний момент на карданному валу на нижній передачі коробки

М=М1и1=370·7,21=2667,7 Н·м

де М1=370 Н·м крутний момент на ведучому валу коробки передач;

и1=7,21 передаточне число коробки передач на нижній передачі.

3.  Вибір розмірів зовнішнього та внутрішнього діаметрів вала. для цього використовують дані в таблицях розмірів січення труб за ГОСТ 5005-82 і значення крутних моментів, відповідні статичним рівням напружень крутіння в карданних вала, для вантажних τк=100...120 МПа, або використовують дані таблиці в якій вказані основні розміри елементів карданних передач. В таблиці знайдемо такі розміри: внутрішній діаметр d=71мм, товщина стінки δ=3 мм, зовнішній діаметр D=d+2·δ=71+2·3=77 мм, момент опру крутінню Wτ =24,84 см³, полярний момент інерції січення Jτ =95,63 , максимальна довжина карданного вала Lк. max =170 см.

4.   Розрахуємо допустиму довжину карданного вала (см):

 см

2. Основні розміри хрестовин та вилок карданного шарніра стандартизовані та вибираються із ОСТ 37.001.068-76 „Шарниры карданные неравных угловых скоростей. Основные размеры и технические требования”. В якості визначального розміру карданного шарніра приймемо розмір Н між торцями шипів хрестовин (мал.5, а). Значення Н повинно бути у проміжку між величинами отриманими із формул:

Виходячи з отриманих величин Н та спираючись на вже існуючі конструкції вибираємо V типорозмір шарніра. Основні параметри хрестовин для п’ятого типорозміру: Н=108мм, d=25мм, Н2=118мм, В=65мм, D=39мм. Підшипник 804805, число голок z=29, діаметр голки 3 мм, довжина голки 18,1 мм, вантажопідйомність підшипника: динамічна С*, кН 14,5/16; статична Со**, кН 13/32.

*У знаменнику вказані значення для виконання вищої категорії якості.

**Значення у знаменнику для підшипника працюючого у режимі катального руху.

3. Попередній вибір типу шліцьового з’єднання вилки карданного шарніра з валом і його параметрів виконаємо орієнтуючись на дані існуючих конструкцій. Вибрані параметри повинні відповідати ГОСТ 6033-80, ГОСТ 1139-80 або галузевій нормалі автомобілебудування ОН 025 333-69.

Дані вибраного шліцьового з’єднання: належить до групи М— з’єднання для передачі тільки крутних моментів, по ступінню рухливості— рухливе (може мати значні осьові переміщення елементів під навантаженням), по формі профілю зубців (шліців)— прямобічне, серія з’єднання— важка (за ГОСТ 1139-80). Основні розміри (мал.4): зовнішній діаметр D=65мм, внутрішній діаметр d=56мм, кількість зубців z=16, діаметр втулки d1 не менше 50,6мм, радіус r не більше 0,5мм, катет фаски зубців f=0,5мм. Центрують з’єднання по бокових гранях, тому як центрування втулки не має відчутного значення але необхідно забезпечити достатню міцність з'єднання при експлуатації.

5.3 Розрахунок деталей

 

5.3.1 Розрахунок хрестовини

 

1.  В якості розрахункового крутного моменту приймемо менший з двох моментів на карданному валу: визначеного по двигуну Мк.д і по зчепленню ведучих коліс з дорогою Мк.φ.

2.  Умовно зосереджена нормальна сила діюча в середині

де lк=90мм відстань між серединами голчатих роликів протилежно розташованих карданних підшипників (мал.5, а, б);

γ=2º кут установки карданного вала.

3.  Напруження вигину шипа в січенні А—А (мал.5, а)

де h=9,05мм плече сили Рш;

— момент опору січення шипа;

dо =5мм діаметр отвору для змащення.

Отримане σв=206,5 в межах допустимих значень [σв]=200...300 МПа.

4.  Напруження зрізу шипа в січенні А—А

,

що добре так як τs=75,53 МПа знаходиться в межах [τs]=60…100 МПа.

5.3.2 Розрахунок вилки

 

У вилці виникають напруження вигину та крутіння. Під дією сили Рш, прикладеної на плече „а”, напруга вигину:

Напруга крутіння в небезпечному січенні Б—Б (мал.5, б) виникає під дією сили Рш , прикладеній на плече „с”:

Моменти опру залежать від форми небезпечного січення, в багатьох випадках воно може бути замінене прямокутником з розмірами b і l (мал.5, б). В такому випадку:

де k=0,267 коефіцієнт.

5.3.3 Розрахунок голчатого підшипника

 

1.  Еквівалентний крутний момент на карданному валу:

 Н м

де Рк.е— еквівалентне тягове зусилля на колесах автомобіля, потужність до яких передається через вал, що розглядається, Н.

 Н

де Gφ=53150,58 Н вага, що припадає на колеса автомобіля, до яких потужність передається через вал який розглядається;

Gφ∑=53150,58 Н вага, що припадає на всі ведучі колеса автомобіля;

Рк.е∑=4,7·10³ Н сумарне еквівалентне тягове зусилля на всіх ведучих колесах автомобіля.

2.  Радіальне навантаження на підшипник:

 Н

3.  Фактор руху котіння в підшипнику:

де α=360/z=360/29=12,414º центральний кут між голчатими роликами.

4.  Так як n=0,16<0,2 то підшипник перевіряємо тільки по статичній вантажопідйомності. Для цього знайдемо максимальне статичне навантаження на підшипник:

 Н

де Мк.j=1,3Ме.maxβи1=1,3·370·1,55·7,21=5375 Н м максимальний динамічний

динамічний момент на карданному валу;

β=1,852 коефіцієнт запасу зчеплення.

Знайдемо розрахунковий Со та перевіримо за умовою Рr.j <Co.

Со=22zdplр.еф=22·29·3·18,1=34643,4 к Н

Рr.j=29857<Co=34643,4— умова виконується.

5.3.4 Розрахунок труби

 

1. Критична частота обертання вала:

.

Приведена довжина вала:

Lпр=Lтр+lтр=1,5+0,19=1,69 м

де Lтр=1500 мм=1,5 м— довжина трубчастої частини вала;

lтр— довжина труби заміненої стержнем:

 м

де Lст=0,15 м; dст=0,065 м— відповідно довжина та діаметр стержня.

2. Напруження крутіння труби під дією розрахункового моменту М і максимального динамічного моменту Мк.j:

МПа

Отримані значення менше допустимих 300 МПа.

3. Кут скручування труби вала під дією розрахованого моменту М:

де G= МПа модуль пружності при крутінні для сталі.

5.3.5 Розрахунок шліцьового з’єднання

 

1. Середній діаметр шліцьового з’єднання:

dср=0,5(D+d)=0,5·(65+56)=60,5 мм

2. Робоча висота шліців:

h(p)=0,5(D-d)-fв-fс=0,5·(65-56)-0,5-0,5=3,5 мм

3. Висота шліца:

h=r/0,1=0,5/0,1=5 мм

4. Удільний сумарний статичний момент площі робочих поверхонь з’єднання відносно вала:

SF=0,5dсрhz=0,5·60,5·3,5·16=1694 мм²

5. Середній тиск зминання:

 МПа

6. Максимальний тиск зминання:

σзм.max=σз.срКзКпрКп=35·1·1,912·1,15=76,95 МПа

де Кпр=1+2·(0,004 l+0,05 l²/D²)=1+2·(0,004·90+0,05·90²/65²)=1,192

l=90 мм робоча довжина з’єднання.

7. Коефіцієнт запасу міцності:

де σт=670 МПа межа текучості для закаляної сталі 35.

ПЕРЕЛІК ЛІТЕРАТУРИ

 

1. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть: Учеб. пособие для ВУЗов. Под ред. А.И. Гришкевича.- Мн.:Высш. шк.., 1987.- 200 с.

2. Лукин П.П. и др. Констьруирование и расчет автомобиля.- М.: Машиностроение, 1989.-304 с.

3. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета.- М.: Машиностроение, 1989.- 304 с.

4. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник (Под общей редакцией А.И. Гришкевича.- М.: Машиностроение, 1984.- 272 с.

5. Шасси автомобиля. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. М.: Машиностроение, 1977.- 108 с.