Расчет деталей карданных передач

При расчете карданной крестовины определяют следующее:

1. Расчетный крутящий момент М на карданном валу определяем по моменту двигателя и по сцеплению ведущих колес с дорожным покрытием. При расчете карданной передачи во многих случаях в расчетах принимают расчетный момент карданной передачи по моменту, возникающему при сцеплении колес с дорогой.

2. Условно сосредоточенную нормальную силу, действующую в середине шипа, определяют следующей формулой:

,

где момент в Н м,

расстояние между серединами игольчатых роликов противоположно расположенных шипов,

угол установки карданного вала.

3. Напряжение изгиба шипа в сечении

;

где плечо силы , мм

момент сопротивления шипа, мм³.

Для шипа без отверстия для смазывания

А для шипа с отверстием для смазывания

Оценку напряжения шипа при изгибе производят сопоставляя значения со средним статическим уровнем напряжений изгиба в выполненной конструкции, где МПа.

4. Напряжение среза шипа в сечении А – А определяется следующими формулами

для шипа без отверстия ;

для шипа с отверстием .

Под действием силы , приложенной на плече , напряжение изгиба будет равно

5. Напряжение кручения в опасном сечении В – В возникает под действием силы , приложенной на плече с.

6. Момент сопротивления зависит от формы опасного сечения В – В, во многих случаях оно может быть заменено. Тогда

,

.

Для отклонений l/b равны: 1;1,5;1,75;2;2,5;3;4;10.

Значения коэффициента k соответственно равны: 0,208; 0,231; 0,239; 0,246; 0,258; 0,267; 0,282; 0,312.

7. Напряжение в выполненной конструкции находится в следующих пределах:

МПа;

МПа.

При расчете игольчатого подшипника карданного шарнира определяются следующие параметры:

1) Эквивалентный крутящий момент на карданном валу:

,

где эквивалентное тяговое усилие на колесах троллейбуса, мощность к которому подводится через рассматриваемый вал, Н:

,

где вес, приходящийся на колеса троллейбуса, к которым мощность передается через рассматриваемый вал, Н;

вес, приходящийся на все ведущие колеса троллейбуса, Н;

суммарное эквивалентное тяговое усилие на ведущих колесах. Определяется в зависимости от полного веса троллейбуса.

2) Радиальная нагрузка на подшипник, Н:

.

3) Фактор касательного движения подшипника

,

где центральный угол между игольчатыми роликами,

,

где количество игольчатых роликов.

Если n >1 и является дробным числом, то его значение округляют до меньшего целого числа. Если 0,9<n<1, то принимают n = 1.

4) Расчет поправочного коэффициента

– при n = 0,2; 0,9 ;

– при n , .

– при n 0,2 производится расчет по статической грузоподъемности.

Коэффициент влияет на долговечность подшипников по сроку службы.

5) Коэффициент , учитывающий влияние качательного движения на срок службы подшипника

.

6) Усталостный износ подшипника в условных единицах, накопленный за 1 км пробега троллейбуса

,

где температурный коэффициент,

– при рабочей температуре до 100º 1,

– при 125º 1,05,

– при 150º 1,1,

коэффициент безопасности в расчетах, .

7) Расчетный срок службы игольчатого подшипника в шарнире, в км пробега

,

где динамическая грузоподъемность подшипника, Н

,

где диаметр и эффективная длина (длина контакта) игольчатого ролика, мм,

постоянный коэффициент для игольчатых подшипников без сепараторов = 40, с сепаратором = 60.

Срок службы карданного подшипника не должен быть меньше планируемого срока службы троллейбуса до капитального ремонта.

При расчете трубы карданного вала определяют следующие параметры:

1. Критическую частоту вращения карданного вала.

Для карданного вала имеющего трубную часть и стержень определяют приведенную длину вала:

,

где длина трубчатой части вала, м,

длина стержня, м.

Критическая частота вращения

.

2. Напряжение кручения трубы под действием расчетного момента и максимального динамического момента

;

.

Моменты стандартных труб указаны в ГОСТах.

Для стандартной трубы

.

Напряжение кручения не должно превышать 300 МПа.

3. Угол закручивания трубы определяется по следующей формуле

,

где модуль упругости при кручении. Для стали МПа.

полярный момент инерции. Для нестандартных труб

.

При расчете необходимо соблюдать условие жесткости вала и выбирать угол закручивания на 1 м длины вала.

При расчете шлицевого соединения скользящей вилки определяют номинальное напряжение смятия боковых поверхностей шлицев и условие прочности при смятии МПа.

Соосности осей шлицевой втулки и вала шлицевого соединения обеспечиваются центрированием рабочих поверхностей соединения. Для получения необходимой соосности, отношение рабочей длины шлицев к их наибольшему диаметру должно быть не менее 2. В шлицевом соединении карданного вала применяют шлицы эвольвентного профиля с центрированием по наружной поверхности шлицев и с дополнительным центрированием внутренней поверхности шлицев втулки по гладкой цилиндрической, скользящей вилки. Применяют также прямобочные шлицы с центрированным соединением по наружному диаметру и боковым поверхностям. Трубы карданного вала обычно тонкостенные, изготовленные из тонкой холоднокатаной или горячекатаной ленты из малоуглеродистых сталей 15,20,30.

При работе карданной передачи возникают значительные центробежные и боковые силы, вызывающие шумы и вибрации, приводящие к преждевременному износу деталей. Максимально допустимая норма остаточного дисбаланса карданного вала на каждом конце вала при любом его положении на балансировочном станке не должна превышать 10^-2 см. Карданные передачи состоящие из 2 карданных валов балансируются совместно.

Допустимой является длина карданного вала, при которой расчетная критическая частота вращения его превышает на 43% максимальную частоту его вращения при максимальной скорости троллейбуса.

По каталогам фирмы GWB указывается, что расчетный нагрузочный режим работы карданной передачи тяжелее на 20% при угле наклона вала 3..6° и тяжелее на 45% при угле свыше 6°, чем нагрузочный режим при угле наклона 1..3°. При номинальной нагрузке в статическом состоянии троллейбуса эти углы не должны быть более 4°.

 

Рекомендуемые основные размеры и показатели шарниров неравных угловых скоростей

Наименование, Размеры	Типоразмеры
IV	V	VI	VII	VIII
H
dш			33,65	33,65
H2
B
D
Подшипник
Число игл
Диаметр игл
Динамическая грузоподъемность	13,7/15	14,5/16	16,5/18	21/23	31,5/35
Статическая грузоподъемность	11/28	13/32	17/43	20/50	27/63

 

Для обеспечения возможного изменения длины карданного вала во время движения применяются подвижные шлицевые соединения. При перемещении шлица карданного вала нагруженном крутящим моментом возникает осевая сила:

,

где передаваемый крутящий момент,

радиус середины шипов,

коэффициент трения.

Наличие значительных осевых сил способствует быстрому изнашиванию шлицевых соединений, что приводит к увеличению дисбаланса карданной передачи, возникновению вибраций и уменьшению долговечности не только карданной передачи, но и соединяемых ею агрегатов. Поэтому осевые силы в карданной передаче необходимо уменьшать, что возможно прежде всего понижением коэффициента трения в шлицах за счет применения соответствующих сортов смазки, повышением твердости и уменьшением поверхностей трения между шлицами.

Значение коэффициента трения в шлицевом соединении

1 – без смазки;

2 – солидол;

3 – смазка марки 1 – 13;

4 – масло трансмиссионное;

5 – масло для гипоидных передач;

6 – графитовая смазка.

Рисунок 16. Значение коэффициента трения в шлицевом соединении