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
