ЗІЛ-130

1. Огляд конструкций.

2. Перевірочний розрахунок карданной передачи.

2.1. Нагрузочные режими карданной передачи.

2.2. Розрахунок карданного вала.

2.3. Визначення осьової сили діючої на карданний вал.

2.4. Оцінка нерівномірності обертання корданных валов.

2.5. Розрахунок хрестовини карданного шарнира.

2.6. Розрахунок виделки кардана.

2.7. Визначення припустимого зусилля, чинного на голчастий подшипник.

2.8. Розрахунок критичного числа оборотів карданного вала.

2.9. Матеріал деталей карданного вала.

Выводы.

Перелік графічного материала:

I. Хрестовина кардана (КП 00.00.00).

II. Вилка кардана заднього мосту (КП 00.00.00).

III. Карданна передача автомобіля ЗИЛ-130 разом (КП 00.00.000 СБ).

ЗИЛ-130 одне із поширених автомобілів, випуск яких було освоєно в 1964 року. Хоча у тепер автомобіль ЗИЛ-130 не випускається, число таких машин автохозяйствах досить висока. Високі ціни на всі бензин і великий витрати двигуна автомобіля ЗИЛ-130 обмежують його застосування. Проте, враховуючи економічну ситуації у країни й можливості автопідприємств, особливо у сільське господарство, саме: неможливість вчасно оновлювати автомобольный парк, ЗИЛ-130 буде ще использоваться.

У містах, де існує мережу газонаповнювальних станцій, багато автогосподарства переводять ЗИЛ-130 використання стиснутого газу. Але занадто високу вартість газонаповнювальних станцій обмежує їх масове внедрение.

Тому треба розглянути варіант установки потужнішого дизельного двигуна, що дозволить використовувати а/м ЗИЛ-130 у складі автопоїзди з 2-мя і більше причепами, цим понизити собівартість перевезень. Цей варіант особливо актуальна жнив врожаю, перевезення зерна з елеватора до млина тощо. буд., на один такий автопотяг замінить два три одиночних серійних автомобіля. У цьому також підвищаться екологічні показники. Чи знизиться кількість відпрацьованих газів на тонну перевезеного вантажу. Викид шкідливі речовини (ЗІ, NO, CH) в дизельних двигунах менше, а під час використання сучасної паливної апаратури також знизити зміст сажи.

Припустимо, що дизельний двигун, вимагає найменшої переробки рухового відсіку автомобіля ЗИЛ-130, має крутний момент 820 н? М, що у 100% більшу, ніж серійного двигуна. Установку даного двигуна можна безборонно зробити у кожному автохозяйстве.

Двигун і к.п.п. поставляються разом, задній міст серійний, тому метою роботи є підставою проектування карданной передачи.

Огляд конструкций.

Карданні передачі застосовують у трансмиссиях автомобілів для силовий зв’язку механізмів, вали яких немає соосны чи розташовані з точки, причому взаємне становище їх не може змінюватися у процесі руху. Карданні передачі може мати чи кілька карданних шарнірів, з'єднаних карданными валами, і проміжної опори. Карданні передачі застосовуються також і приводу допоміжних механизмов.

До карданным передачам пред’являють такі требования:

* Передача крутящего моменту без створення додаткових навантажень в трансмісії (изгибающих, скручивающих, вібраційних, осевых);

* Можливість передачі крутящего моменту із забезпеченням рівності кутових швидкостей ведучого і відомого валів незалежно від кута між соединяемыми валами;

* Високий КПД;

* Бесшумность;

* Кути нахилу карданних валів би мало бути наскільки можна мінімальними, бо за цьому карданна передача працюватиме з вищим ККД (проте занадто малі кути можуть викликати ефект бринелления);

* Жорсткість карданной передачі треба обирати з урахуванням динамічних характеристик всіх елементів трансмиссии;

* Критичні числа оборотів карданной передачі повинні прагнути бути вище чисел оборотів максимально можливих в умовах эксплуатации.

Елементами карданной передачі є карданний вал (вали) карданний шарнір (Рис.3), проміжна опора і пружні муфти. З положень цих елементів карданні шарніри, відрізняються більшою розмаїтістю конструкцій й у набольшей мірою впливають на характеристику карданной передачи.

Тип карданной передачі визначається, як її розташуванням щодо автомобіля, і типом карданів і наявністю чи відсутністю компенсуючого устройства.

Закрита карданна передача (Мал.1) застосовується для легкових і вантажних автомобілів, у яких реактивний.

той час у задньому мосту сприймається трубою, карданна передача розміщається всередині труби. Інколи це труба служить передачі що штовхають зусиль. Оскільки довжина карданного валу у такому конструкції не змінюється при відносних переміщеннях кузова і заднього мосту, компенсирующее.

з'єднання в карданной передачі подібного типу відсутня використовується лише одне карданний шарнір. У цьому нерівномірність обертання карданного валу певною мірою компенсується його упругостью.

Відкриті карданні передачі (Рис.2) застосовуються для автомобілів у яких реактивний момент сприймається ресорами чи реактивними тягами. Карданна передача повинен мати щонайменше двох шарнірів і яке компенсує з'єднання, оскільки відстань між шарнірами у процесі руху змінюється.

На длиннобазных автомобілях часто карданна передача і двох валів: проміжного і головного. Це необхідна за тому випадку, коли застосування довгого валу можуть призвести до небезпечних поперечним колебаниям,.

внаслідок збіги його критичної кутовий швидкості з експлуатаційної. Короткий вал володіє більш як високої критичної скоростью.

Карданні передачі рівних кутових швидкостей (синхронні), застосовують у привід провідних підприємств і одночасно керованих коліс, кут нахилу відомого валу залежно від конструкції шарніра може становити 450. Деякі конструкції синхронних шарнірів виконуються з компенсуючим пристроєм усередині механізму, тобто. універсальними. Прості шарніри від універсальних тим, що компенсація осьового переміщення здійснюється над них, а шлицевом соединении.

У основі конструкцій карданних шарнірів рівних кутових швидкостей (далі ШРУС) лежить єдиний принцип: точки контакту, якими передаються окружні сили, перебувають у биссекторной площині валов.

Конструкції таких ШРУСов різноманітні. Розглянемо найбільш применяемые.

Четырехшариковый карданний шарнір з делительными канавками (типу «Вейс»)(Рис.4). Встановлено ряд вітчизняних автомобілів в привід управління коліс. При русі автомобіль вперед зусилля передається однієї парою кульок; придвижении заднім ходом — інший парою. ШРУС цього забезпечує кут між валами .

Переваги:

* Мала трудомісткість виготовлення (найменша проти ШРУСами інших типов);

* Простота конструкции;

* Високий ККД, т.к. у ньому переважає тертя качения;

Недостатки:

* Передача зусилля лише двома кульками при теоретично точковому контакті призводить до виникнення великих контактних напруг (встановлюється на машини з навантаженням на вісь не вище 25 — 30 кН);

* Працюючи виникають розпірні навантаження, якщо центр шарніра не лежить на жіночих осі шкворня;

* Довговічність в експлуатації звичайно перевищує 25 — 30 тис. км.

Шестишариковый ШРУС з делительным важільцем (типу «Рцепп»)(Рис.5). Основними елементами цього шарніра є сферичний кулак 4, закріплений на шлицах валу 5 і сферична чашка 3, що з іншим валом 1. На кулаку і внутрішній стороні чашки выфрезерованно по шість меридіональних канавок півкруглого перерізу. У канавках розміщено шість кульок, пов’язані сепаратором 6. При нахилі валів кульки встановлюються в биссекторной площині з допомогою делительного важелів 2, який повертає котра спрямовує чашку 7, а із нею і сепаратор. Пружина 8 служить для поджатия делительного важелів до.

Достоинства:

* Оскільки зусилля у цьому шарнірі передаються шістьма кульками, він забезпечує передачу великого крутий. моменту при малих размерах;

* Розпірні навантаження відсутні в шарнірі, якщо центр останнього збігаються з віссю шкворня;

* Шарнір має великий надежностью;

* Високий КПД;

Недостатки:

* Технологічно складний в изготовлении;

* Усі деталі його піддаються токарной і фрезерной обробці за дотриманням суворих допусків, які забезпечують передачу зусиль усіма шариками;

* Висока стоимость.

Шестишариковый карданний шарнір з делительным канавками (типу «Бирфильд»)(Рис.6). На кулаку 4, поверхню якого виконано по сфері радіуса R1 выфрезеровано шість канавок. Канавки кулака мають зміну глибину. Внутрішня поверхню корпусу 1 виконано по сфері радіуса R2 і має шість канавок перемінної глибини. Сепаратор 3, у якому розміщені кульки 2, має зовнішні та внутрішні поверхні, виконані по сфері радіусів відповідно R1 і R2. У положенні, коли вали соосны, кульки перебувають у площині, перпендикулярної осях валів, що проходить через центр шариков.

При нахилі однієї з валів 5 на кут? верхній кулька виштовхується з звужено простору канавок вправо, а нижній кулька переміщається сепаратором вліво. Центри кульок завжди перебувають у перетині осей канавок. Це забезпечує їхню прихильність в биссекторной площині, яке є умовою синхронного обертання валов.

Достоинства:

* Відсутність делительного важелів дозволяє цьому шарниру працювати у вугіллі? = 470;

* ККД при малих кутках вище 0,99;

* Ресурс приблизно 150 тис. км. (за умови герметичності гумового захисного чехла);

Недостатки:

* ККД при? = 300 — 0,97;

* Порівняно великих втрат пояснюються тим, що з тертям качения йому характерно тертя скольжения.

* Шарнір простий, тому потрібно яке компенсує устройство.

Універсальний шестишариковый карданний шарнір (типу ГНК)(Рис.7). На поверхні циліндричного корпусу шарніра нарізані шість поздовжніх канавок еліптичного перерізу, таку ж канавки є на сферичної поверхні кулака паралельно подовжньої осі валу. У канавках розміщуються шість «кульок», встановлених в сепараторе. Осьове переміщення іде за рахунок подовжнім канавкам корпусу, причому переміщення карданного шарніра одно робочої довжині канавок корпусу, що впливає розміри шарніра.

Недостатки:

* При осьових переміщення кульки не перекриваються, а ковзають, що знижує ККД шарнира.

* Кут до.

Універсальний шести кульковий карданний шарнір з делительными канавками (типу «Лебро»)(Рис.8). Вона складається з циліндричного корпусу 1 внутрішній поверхні якого з точки (примерно15 — 160) до котра утворює циліндра нарізані шість прямих канавок; сферичного кулака 2 також із нарізаними з його поверхні шістьма канавками і сепаратора 3 з кульками 4, центрируемыми зовнішньої сферичної поверхнею по внутрішньої циліндричною поверхні корпусу 1. Кульки встановлюються в перетинах канавок, ніж забезпечується синхронність обертання валів, оскільки кульки, незалежно від кута між валами, завжди перебувають у биссекторной плоскости.

Трехшиповой карданний шарнір (типу «Трипод»). Конструктивно ці шарніри мають два виконання: шарніри дозволяють передавати момент при кутках? до 430, але з допускають осьових переміщень (див. мал.9), і універсальні шарніри, але працюючі при порівняно невеликих кутках між валами (рис.10).

У цьому вся шарнірі рівність кутових швидкостей валів досягається завдяки зміни становища центру кінця вала.

Здвоєний шарнір. Ці шарніри може мати різні конструкції. Одне з варіантів: два шарніра нерівних кутових швидкостей об'єднуються загальної виделкою. Рівність кутових швидкостей має забезпечуватися делительным важільцем. Але такий рівність можливе лише за рівність кутів ?1 = ?2, що за даної конструкції порушується точно, т.к. при нахилі валу плече, що з лівим валом, постійний, а плече, що з іншим валом, збільшується. Тож у здвоєному шарнірі з делительным важільцем синхронне обертання соединяемых валів може бути забезпечено тільки з деяким наближенням. Коефіцієнт нерівномірності здвоєного шарніра залежить від кута між валами. Наприклад, при? = 300 коефіцієнт нерівномірності вбирається у 1%, що у 30 разів менша коефіцієнт нерівномірності шарніра нерівних кутових швидкостей у своїй ж .

Недостатки:

* Для подвійного шарніра на голчастих підшипниках характерний значну зношеність цих підшипників і шипів хрестовини. Це переважно прямолінійного руху автомобіль, де голки підшипників не перекочуються. Унаслідок чого поверхні деталей із якими торкаються одна одної піддаються бринеллированию.

Кулачковый карданний шарнир (Рис. 11 і рис.12). Кулачковые шарніри застосовуються автомобілями великої вантажопідйомності в привід до провідним керованим колесам. Якщо по осі симетрії кулачковый карданний шарнір нерівних кутових швидкостей з фіксованими осями качання (як і у здвоєного карданного шарніра). Наявність розвинених поверхонь взаємодіючих деталей шарнір здатний передавати значний за величиною крутний момент забезпечивши кута між валами 45 — 500.

ККД кулачковых шарнірів нижче, ніж ККД інших шарнірів рівних кутових швидкостей, оскільки їхнього елементів характерно тертя ковзання. У експлуатації спостерігається значний нагрівання, котрий іноді задираки деталей шарніра внаслідок незадовільного підвода мастильного матеріалу до трения.

Пружні полукарданные шарніри (рис.14) встановлюються головним чином карданних передачах легкових авто у, і залежно від конструкції кут нахилу валу то, можливо 8? 100.

Пружний полукарданный шарнір допускає передачу крутящего моменту від однієї валу до іншого, що під деяким кутом, завдяки деформації пружного ланки, який зв’язує обидва валу. Пружне ланка то, можливо гумовим (рис.13), резинотканевым чи гумовим, посиленим сталевим тросом. У разі полукарданный шарнір може передавати значний крутний початок і під трохи більшим кутом, ніж у у перших двох случаях.

Достоинства:

* Зниження динамічних навантажень при різких змінах частоти обертання (наприклад, при різкому включенні сцепления);

* Відсутність необхідності обслуговування у процесі эксплуатации;

* Завдяки еластичності такий шарнір допускає невеличке осьове переміщення карданного вала.

Недостатки:

* Пружний полукарданный шарнір повинен центрироваться, інакше порушитися балансування карданного валу.

Жорсткі полукарданные шарніри використовують із компенсації неточності монтажу соединяемых механізмів на недостатньо жорсткому підставі. Вони допускають кут нахилу валу трохи більше 20. Нині автомобілями застосовується дуже рідко. Причиною цього є недоліки, властиві такому шарниру: швидке зношування, трудомісткість виготовлення, шум при работе.

Карданні шарніри нерівних кутових швидкостей (асинхронні), мають дві фіксовані осі качання, використав карданной передачі при нахилі відомого валу зазвичай на кут трохи більше 200. Універсалістські шарніри від простих тим, що мені осьова компенсація ввозяться самому механізмі шарніра, а чи не в шлицевом соединении.

Типова конструкція карданного шарніра нерівних кутових швидкостей є хрестовина з голчастими підшипниками, розміщеними в колпачках.

Застосовувані у сприйнятті сучасних автомобілях карданні шарніри нерівних кутових швидкостей на голчастих підшипниках задовольняють поставленим вимогам за умови, якщо шарнір має раціональну конструкцію, технологія виробництва суворо дотримується, а голчасті підшипники надійно смазываются.

Недостатки:

* ККД карданного шарніра залежить від кута? між соединяемыми валами. Зі збільшенням? ККД різко снижается;

* Надійність і довговічність сильно залежить від якості мастила голчастого подшипника;

* Хрестовина карданного шарніра повинна суворо центрироваться.

Отже, проаналізувавши різні типи карданних передач і карданних шарнірів можна здійснити вибір прототипу карданной передачі, переймаючись такими требованиями:

1. Максимальний крутний момент дорівнює 610 кгс? м (I-ая передача).

2. Nmax = 3500 об/мин.;

3. ?max = 180;

4. lк/п = 2,5 м.

З огляду на, довжину карданной передачі й обертів двигуна доцільно застосувати просту двухвальную карданную передачу з одного проміжної опорою й трьома шарнірами. Карданні шарніри нерівних кутових швидкостей у разі будуть краще, у перших, кут? дозволяє застосування даних шарнірів, по-друге, застосування шарнірів рівних кутових швидкостей призведе до серйозного подорожчання конструкции.

На автомобілі ЗИЛ-130 застосовується саме така сама карданна передача, тому є у ролі прототипу взяти карданную передачу автомобіля ЗИЛ-130, без жодних змін і «зробити перевірочний розрахунок до можливості передачі зрослого крутящего момента.

2. Перевірочний розрахунок карданной передачи.

Карданна передача має дві валу — основний рахунок і проміжний — і трьох жорстких карданних шарніра на голчастих подшипниках.

По кинематической характеристиці карданна передача автомобиляЗИЛ-130 проста, з шарнірами нерівній кутовий швидкості. Карданна передача розраховується на міцність, довговічність, жорсткість критичну число оборотів вала.

Перевірочний розрахунок карданной передачі виробляється у наступній последовательности:

1. Встановлюється нагрузочный режим.

2. Визначається максимальне напруга крутіння і кут закручування карданного вала.

3. Визначається осьова сила, діюча на карданний вал.

4. Проводиться оцінка нерівномірності обертання карданного валу і інерційного моменту, виникає від нерівномірності вращения.

5. Розраховується хрестовина карданного шарнира.

6. Розраховується виделка карданного вала.

7. Визначаються допустимі зусилля, які діють голчастий подшипник.

8. Визначається критичне число оборотів карданного вала.

9. Проводиться теплової розрахунок карданного шарнира.

2.1.Нагрузочные режими карданной передачи.

На карданні вали діє крутний момент, рухаючись від коробки передач, і осьові сили, які під час коливаннях ведучого мосту на ресорах. При збільшенні швидкості обертання виникатимуть поперечні коливання карданного валу. Поперечний вигин валу відбувається поза рахунок відцентрових сил, що виникають унаслідок розбіжності осі обертання валу з його центром тяжкості. Розбіжність може з’явитися з допомогою неминучих неточностей виготовлення, прогину валу під впливом власної ваги та інших причин.

2.2.Расчет карданного вала.

Карданний вал дбає про крутіння, розтягнення чи стиснення і вигин (при поперечних колебаниях).

Максимальне напруга крутіння валу визначається для випадку докладання максимального моменту двигуна і за дії макр. динамічних нагрузок.

Кб — коефіцієнт динамічності - змінюється у межах 1−3.

Вал карданной передачі автомобіля ЗИЛ-130 (полый).

Зовнішнє діаметр валу D=75 мм.

Внутрішній діаметр валу d=70 мм.

Момент опору кручению визначається по формуле:

Максимальне напруга крутіння валу визначається по формуле:

кгс/см2 =460 МПа.

[] = 300 400 МПа.

Розрахунок валу на кут закручивания.

Величина кута закручування валу визначається по формуле:

де: G — модуль пружності при кручении, G = 850 000 кг/см2.

Lкр — момент інерції перерізу валу при кручении для пологого вала.

см2.

L — довжина карданного валу мосту, дорівнює 142,5 см.

Величини кутів закручування становлять при Кб = 1от 3 до 90 на метр довжини вала.

[]= 780.

2.3.Определение осьової сили діючої на карданний вал.

Крім крутящего моменту, на карданний вал діють осьові сили Q, які під час переміщеннях ведучого моста.

Задній міст на своєму шляху автомобіля (рис.15) по нерівностям робить хитання щодо осі сережки ресори (точка Про) по радіусу R1. Карданний вал заднього мосту коливається навколо точки О2 по радіусу R2.

У результаті нерівності радіусів R1 і R2 відбуваються осьові переміщення карданного вала.

Величина осьового переміщення на переважаючих режимах експлуатації становить дві - 5 мм.

де Dш і dш — діаметри шлицев по виступам і впадинам;

— коефіцієнт тертя в шлицевом соединении.

Коэффициентзависит від якості смазки:

при хорошою смазке=0,04 — 0,6; при поганий смазке=0,11 — 0,12.

Що стосується заедания при недостатньою мастилі величина=0,4 — 0,45.

Для шлицевого сполуки карданного валу автомобіля ЗИЛ-130Dш = 62 мм dш = 54 мм.

Тоді величини осьової сили будуть составлять:

при хорошою мастилі - =0,05,.

=1050 кгс;

при поганий мастилі - =0,115,.

=2400 кгс;

при заедании — =0,45,.

=9480 кгс;

Осьові зусилля, що у карданной передачі, навантажують підшипники К.П. і головною передачи.

Зниження осьової навантаження матиме місце за наявності сполуки, у якому тертя ковзання при осьовому переміщенні замінять тертям качения (шлицы з шариками).

2.4.Оценка нерівномірності обертання карданних валов.

Схематично карданна передача ЗИЛ-130 представлена на рис.

Для одиночного карданного шарніра співвідношення між угламии (див. рис.15) то, можливо представлено выражением:

Звідси випливає, что=только когда, в загальному разі, тобто. при рівномірної швидкості обертання валу, А вал У обертатиметься неравномерно.

Величина різниці між значениямиизависит від кута між валами.

Переймаючись кутом повороту валу А, можна оцінити нерівномірність обертання валa У при постійному вугіллі між валами ,.

при=0 при=2700.

Кутова швидкість вторинного валу для гам ЗИЛ-130 під час руху на першій передачі сМmax (n = 1700 об/мин).

24 1/сек.

Побудуємо графік (рис.16) коливань кутовий швидкості карданного валу заднього мосту (У) залежно від повороту ведучого валу Проте й угла.

Приймемо кут перекосу валів Проте й У близькими до максимальному .

Співвідношення між кутами повороту валу У і З має вид:

Доведемо, что=при. З огляду на становище виделок валу У зсув провідних виделок I і II на 900, друг щодо друга, одержимо, відраховуючи кут повороту від становища валу А,.

или.

Отсюда.

при ,.

При русі гам через нерівномірність обертання вал У буде додатково навантажуватися інерційним моментом.

де IA, IB — моменти інерції обертових частин, наведені відповідно.

до валам Проте й У .

2.5.Расчет хрестовини карданного шарнира.

На шип хрестовини карданного шарніра діє сила Р.

Розмір сили Р визначається по формуле:

7821,6 кгс,.

де R — відстань від осі хрестовини незалежності до середини шипа, R = 39 мм.

Сила Р діє шип хрестовини, викликаючи його смятие, вигин і зріз. Напруга смятия на повинен перевищувати 800 кгс/см2, напруга вигину — 3500 кгс/см2,.

напруга зрізу — 1700 кгс/см2.

Напруга смятия визначається по формуле:

=1040 кгс/см2.

де d — діаметр шипа, d = 3,05 см.

l — довжина шипа, l = 2,5 см.

Напруга изгиба:

=3480 кгс/см2.

для шипа.

=2,8 кгс/см2.

Напруга среза.

=1080 кгс/см2.

Сили Р, докладені до шипам, дають равнодействующие N, викликають напруга на розрив голосів на сечении II-II.

Напруга на розрив хрестовини визначається по формуле:

=760 кгс/см2.

Площа F перерізу визначається з креслення (А-А).

2.6.Расчет виделки кардана.

Рис. 17. Графік залежності коефіцієнта від.

Перетин лапи виделки перебуває під одночасним впливом вигину і кручения.

Перерізу лапи виделки виконано близькими до прямоугольному.

Моменти опору на вигин для перетинів виделки визначається по формулам:

щодо осі Х — Х.

щодо осі V — V.

Моменти опорів кручению:

щодо напруг у точках 1 і 3.

щодо напруг у точках 2 і 4.

— коефіцієнт, залежить від взаємини сторін прямокутника і визначається по.

цьому відношенню з діаграми (рис.17).

Для хрестовини ЗИЛ-130 а = 60 мм, b = 27 мм, n = 2,22 ,= 0,25.

Плечі сил рівні (см. КП 00.00.00 РЧ) з = 25 мм, m = 26,2 мм, R = 39 мм.

Напруга вигину в точках 2 і 4.

===1200 кгс/см2.

напруга вигину в точках 1 і 3.

=2670 кгс/см2.

напруга крутіння в точках 2 і 4.

===845 кгс/см2.

напруга крутіння в точках 1 і 3.

=1980 кгс/см2.

Найбільші результуючі напруги визначаються по напругам вигину і крутіння, які виникають у одному й тому ж точці. У точках 1 і трьох.

=2300 кгс/см2.

в точках 2 і 4.

=1044 кгс/см2.

Величини що допускаються напруг у виконаних конструкціях (500 — 1500) кгс/см2.

7.Определение припустимого зусилля, чинного на голчастий подшипник.

Дозволене зусилля визначається по формуле:

дечисло роликів чи иголок;

— робоча довжина ролика, см;

d — діаметр ролика, см;

— число оборотів шипа в минуту,.

??- кут між осями карданних валов;

?- може становити, приймемо? =;

kпоправочний коефіцієнт, враховує твердость.

При твердості поверхонь качения шипа хрестовин корпусу підшипника та тіла роликів, складових по Роквеллу HRC=59−60, k=1.

Для автомобіля ЗИЛ-130:

де =64 шт. Ммах=82 кгм.

=15 ммпри n=1700 об/мин.

d =2,58 мм=7,44.

? =k=1.

Тоді дорівнюватиме.

2.8.Расчет критичного числа оборотів карданного вала.

При обертанні валу з допомогою відцентрових сил, що виникають унаслідок навіть незначного розбіжності осі обертання валу з центром тяжкості, може виникнути поперечний прогин вала.

Аби наблизитися швидкості обертання до критичної, амплітуда поперечних коливань валу зростає й можлива поломка вала.

Карданний вал під час виготовлення піддається динамічної балансуванню, причому припустимий дисбаланс становить 15−20 гсм.

Розмір биття карданного валу разом має перевершувати 0,5−0,8 мм.

На величину критичної кутовий швидкості впливають :

a) характер защемления валу в опорах,.

b) величини проміжків в з'єднаннях і подшипниках,.

з) нестерпність деталей,.

d) некруглость і разностенность труби й інших факторов.

Для валу постійного перерізу з рівномірно розподіленої навантаженням, рівної власної ваги, та вільно лежачого на опорах, які сприймають изгибающих моментів.

де — 1,2,3 — щаблі критичної кутовий скорости,.

Є - модуль упругости,.

— довжина валу між опорами,.

— момент інерції перерізу валу для випадку вигину,.

Р і m — вага і маса одиниці довжини вала.

Кутова швидкість ?? карданного валу має досягати. Для трубчастого валу з зовнішнім та внутрішньою діаметром D і d.

Для ЗИЛ-130.

D=75 мм =0,075 м;

d=70 мм =0,07 м,.

=1425 мм =1,425 м.

= 6000 об/мин.

Величина повинно перевищувати, де максимальну кількість оборотів карданного валу, становить.

Тепловий розрахунок карданного шарнира.

Робота тертя на шипах карданного шарніра викликає його нагрівання. Рівняння теплового балансу.

де L — потужність, подводимая до карданному шарниру, ут (дж/сек),.

dt — час карданного шарнира.

m — маса деталі, кг,.

з — питома теплоємність стали (з = 500 дж/кг?град),.

k — коефіцієнт теплоотдачи.

= поверхню охолодження нагреваемых деталей, ;

— різницю між температурою нагреваемых деталей кардана і температурою навколишнього повітря ;

dt -приріст температури нагреваемых деталей карданного шарнира.

Визначення площі поверхні охолодження нагреваемых деталей карданного шарніра ЗИЛ-130.

Площі окремих елементів карданного шарніра визначаються за величиною, наведених на рис. 18.

? площі хрестовини бічний щоки вилки.

Рис. 18. До визначенню площі бічний поверхности.

нагреваемых деталей карданного шарнира.

P.S зовнішньої щоки = 0,0037 м²,.

P.S внутрішньої щоки = 0,0019 м²,.

R-радиус підшипника = 0,0195 м.

P.S половини бічний щоки = 0,0017 м²,.

P.S половини поверхні хрестовини = 0,0033 м²,.

P.S всієї поверхні хрестовини = 0,0066 м²,.

P.S — загальна площа охолодження деталей карданного шарніра = 4S щоки внешн. + 4(S щоки внутр. — )+боків. щоки + P. S хрестовини = 0,043 м².

Щільність стали — 7,8?10−3кг/м3.

Маса хрестовини mк = 569 г.

V щоки виделки = ;див. рис. 8.

Маса однієї щеки.

Загальна маса: хрестовини + 4 щоки виделки = 3,285 кг.

L — потужність подводимая до карданному шарниру.

де:? — коефіцієнт тертя між шипом і виделкою? = 0,03,.

R — відстань від осі обертання виделки до точки докладання сили R =0,0475 м,.

d1 — діаметр шипа хрестовини d1 = 0,025 м,.

? — кут нахилу між валами? = 40,.

Мm — 82 кгс? м при n = 1700 об/мин.

Нагрівання карданного шарніра визначається по формуле:

.

Залежність температури нагреваемых деталей карданного шарніра від часу роботи представленій у таблице.

Час роботи карданного шарніра, сек.

? — нагрівання карданного шарнира, С0.

Графік залежності наведено на рис. 19.

Рис. 19.Зависимость разностимежду температурою нагреваемых деталей кардана Т1 і температурою навколишнього повітря Т2 від часу роботи карданного шарнира.

2.9.Материал деталей карданной передачі автомобіля ЗИЛ-130.

Карданні вали — Сталь20;труба, волоченая з холоднокатаної ленты (ТУ 1046−62); твердість HRC 80−100.

Вилка кардана (приварная) — Сталь35(ГОСТ 1050−60);твердость НВ 207−241.

Фланец-вилка — Сталь35(ГОСТ 1050−60);твердость НВ 217−255.

Хрестовина кардана — Сталь 20ХГНТР (ЧМТУ 22−58 ЦНИИЧМ); глибина нитроцементированного шару шипів 1,1−1,5 мм; твердість поверхневого шару HRC 60−65.

Ковзна виделка — Сталь 45 (ГОСТ 1050−60); глибина загартованого слоя2−4 мм; твердість загартованого шару HRC 42−56.

Шлицевая втулка проміжного карданного валу. Сталь 40Х (ГОСТ 4543−61);твердость НВ 255−285.

Розпірні чопи підшипника опори проміжного валу — Сталь 45 (ГОСТ 1050−60); глибина загартованого шару 1,5−3 мм; твердість HRC 45−56.

Передпокій і задня кришки підшипника опори проміжного валу — Сталь 08, лист завтовшки 1 мм (ГОСТ 3680−57 і ГОСТ 914 56).

Выводы.

Провівши перевірочний розрахунок карданной передачі автомобіля ЗИЛ-130 до можливості передачі зрослого на 100% крутящего моменту, можна дійти невтішного висновку, що це карданна передача не повністю задовольняє зрослим вимогам. Для усунення що виникли недоліків потрібно посилення деяких деталей карданной передачи:

1. максимальне напруга крутіння перевищує дозволене на 15%, кут закручування перевищує на 50% - це можна зробити усунути, збільшивши зовнішнє і внутрішній діаметри валу приблизно на 10% (за збереження пропорції ё);

2. сила, діюча на шип хрестовини, викликає напруга смятия на 30% що перевищує дозволене — це можна зробити усунути двома путями:

а) шляхом застосування тривкішого матеріалу, але цей спосіб менш бажаний, оскільки розраховувана хрестовина виготовляється з високолегованої сталі із наступною термохимической опрацюванням і тому застосування дорожчих сталей призведе до подорожчання детали;

б) шляхом збільшення діаметра і довжини шипа.

3. найбільше результуюче напруження як у точках 1 і трьох виделки кардана перевищує дозволене на 53% це можна зробити усунути шляхом застосування тривкішого матеріалу чи збільшенням розмірів a і b.

4. інтенсивний нагрівання шарніра зажадає застосування більш термостойкой смазки.

1. Я. Э. Малаховский, А. А. Ленин, Н. К. Веденеев. Карданні передачі. М., 1962 г.

2. В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкин. Автомобіль. Аналіз конструкції, елементи розрахунку. М., «Машинобудування »; 1989 г.

3. Н. А. Бухарин, В. С. Прозоров, М. М. Щукин. Автомобілі. Л.; «Машинобудування », 1973 г.

4. А. А. Звягин, П. А. Кравченко. Проектування автомобіля, част. З. Л., ЛИСИ, 1973 г.