Определение геометрических параметров трёхшарнирной карданной передачи

 

cosγ₁*cosγ₂=cosγ₃ (3.4.1)

 

Величину угла γ₁ следует изменять в диапазоне от 1^о до 5^о, оптимальными значениями углов γ₂, γ₃ и γ₄ будут значения, заключённые в интервале 4^о-6^о или с минимальными отклонениями от этого интервала.

Возвышение первого шарнира передачи над вторым

 

∆Н₁₂= l ₁₂*tgγ₁ (3.4.2)

 

где – l ₁₂– расстояние между первым и вторым шарнирами передачи, мм (l ₁₂= l /2 значит, l ₁₂= 1,850/2 = 0,925 м =925 мм).

 

Для угла - 1^о: ∆Н₁₂=925*tg 1^о = 16,15 мм

Для угла - 2^о: ∆Н₁₂=925*tg 2^о = 32,30 мм

Для угла - 3^о: ∆Н₁₂=925*tg 3^о = 48,48 мм

Для угла - 4^о: ∆Н₁₂=925*tg 4^о = 64,68 мм

Для угла - 5^о: ∆Н₁₂=925*tg 5^о = 80,93 мм.

 

Возвышение второго шарнира передачи над третьим

 

∆Н₂₃=Н - ∆Н₁₂ (3.4.3)

 

где Н – высота между осями шарниров карданной передачи у силового агрегата и у ведущего моста, мм.

 

Для угла - 1^о: ∆Н₂₃=129,5 - 16,15 = 113,35 мм

Для угла - 2^о: ∆Н₂₃=129,5 - 32,30 = 97,2 мм

Для угла - 3^о: ∆Н₂₃=129,5 - 48,48= 81,02 мм

Для угла - 4^о: ∆Н₂₃=129,5 - 64,68= 64,82 мм

Для угла - 5^о: ∆Н₂₃=129,5 - 80,93= 48,57 мм

 

Угол наклона второго вала передачи по отношению к горизонту

 

γ_∑= arctg(∆H₂₃/ l ₂₃) (3.4.4)

 

где l ₂₃ – расстояние между вторым и третьим шарниром, мм (l ₂₃= l /3)

 

Для угла - 1^о: γ_∑= arctg(113,35/925) = 7,0^о

Для угла - 2^о: γ_∑= arctg(97,2/925) = 6,0^о

Для угла - 3^о: γ_∑= arctg(81,02/925) = 5,0^о

Для угла - 4^о: γ_∑= arctg(64,82/925) = 4,0^о

Для угла - 5^о: γ_∑= arctg(48,57/925) = 3,0^о

 

Угол наклона второго вала передач по отношению к первому

 

γ₂= γ_∑ -γ₁ (3.4.5)

 

Для угла - 1^о: γ₂=7^о – 1^о = 6^о

Для угла - 2^о: γ₂=6^о – 2^о = 4^о

Для угла - 3^о: γ₂=5^о – 3^о = 2^о

Для угла - 4^о: γ₂=4^о – 4^о = 0^о

Для угла - 5^о: γ₂=3^о – 5^о = - 2^о.

 

так как нулевое и отрицательное значение угла для проектируемой карданной передачи быть не может, значит, дальнейшие расчёты для этого угла производить не будем).

Угол наклона второго вала по отношению к ведомому валу передачи из условия равномерного вращения ведомого вала

 

γ₃= arccos(cosγ₁*cosγ₂) (3.4.6)

 

Для угла - 1^о: γ₃= arccos(cos1^о cos6^о) = 6,1^о

Для угла - 2^о: γ₃= arccos(cos2^о cos4^о) = 4^о

Для угла - 3^о: γ₃= arccos(cos3^о cos2^о) = 3,6^о

 

Угол наклона оси ведущего моста по отношению к горизонту

 

γ₄= γ_∑ -γ₃ (3.4.7)

 

Для угла - 1^о: γ₄=7^о - 6,1^о = 0,9^о =1^о

Для угла - 2^о: γ₄=6^о - 4^о = 2^о

Для угла - 3^о: γ₄=5^о - 3,6^о = 1,4^о

 

Таблица 2.4.1 – расчёт углов установки карданных валов трёхшарнирной карданной передачи

γ1, град	∆Н12,мм	∆Н23, мм	γ∑, град	γ2, град	γ3, град	γ4, град
1о	16,15	113,35	7о	6о	6,1о	1о
2о	32,30	97,2	6о	4о	4о	2о
3о	48,48	81,02	5о	2о	3,6о	1,4о
4о	64,68	64,82	4о	0о	-	-
5о	80,93	48,57	3о	-2о	-	-

 

Определение размеров карданного шарнира

 

В качестве определяющего размера крестовины принят размер между торцами шипов Н, через который выражены все другие размеры крестовины типового карданного шарнира: диаметр шипа d_ш, длина шипа l _ш, расстояние от оси крестовины до середины шипа R:

 

dш=0,229*Н
l ш = 0,169*Н	(3.5.1)
R=0,411*Н

 

Н=7,3* (К*М_max)^⅓ (3.5.2)

 

где М_max – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом, (2410 Нм).

К – коэффициент нагрузки (для автомобилей с бензиновыми двигателями К=1).

 

Н=7,3*(1*2410)⅓= 97,8 мм
dш=0,229*97,8 = 22,4 = 23 мм
l ш = 0,169*97,8 = 16,53 мм
R=0,411*97,8 = 40,2 мм

 

По размерам шипа крестовины определяют размеры деталей игольчатых подшипников карданного шарнира. В этих подшипниках в качестве тел качения используются иглы, длина которых принимается равной длине шипа крестовины, а диаметр определяется по соотношению

 

δ= (0,05-0,1)*d_ш (3.5.3)

 

принимаю δ=0,1*d_ш

 

δ=0,1*23= 2,3

Подсчитанный диаметр иглы не соответствует ГОСТ 6870-81 «Подшипники качения. Ролики игольчатые. Технические условия» [5], поэтому выбираю δ= 2,5 мм.

Необходимое число игл в подшипнике предварительно определяется по формуле

 

Z'=π(d_ш/δ+1) (3.5.4)

 

Z'=3,14*((23/2,5)+1)= 32,2

 

Окончательно в подшипнике принимается целое число игл Z (Z=33). При этом обязательно должно соблюдаться условие

 

Z' –Z=0,4÷0,8 (3.5.5)

 

Z' –Z=33-32,2=0,8 - условие выполняется.

 

Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъёмность и долговечность

 

Проверка игольчатого подшипника на статическую грузоподъёмность заключается в проверке соблюдения условия

 

Р_max≤ [С_о] (3.6.1)

 

где Р_max – максимальная сила, приложенная к игольчатому подшипнику в средней точке шипа крестовины, Н:

 

Р_max=М_max/(Н- l _ш) (3.6.2)

где М_max – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом, Нмм (М_max=2410408 Нмм);

 

Р_max=2410408 / (97,8-16,53)=29341,1 Н

 

[С_о] – статическая грузоподъёмность игольчатого подшипника, Н. При твёрдости поверхности беговых дорожек игл НRС 60-62

 

[С_о] = 79,0*((Z*δ*l_ш)((n_м/u₁)*tgγ_max)^⅓) (3.6.3)

 

29341,1 ≤ 29389,0 – условие выполняется

 

где n_м – частота вращения коленчатого вала двигателя при максимальном вращающем моменте, об/мин (3000 об/мин);

γ_max – максимальный угол наклона карданного вала в передаче при номинальной нагрузке, град. Для трёхшарнирной карданной передачи γ_max принимается равным максимальному из трёх углов γ₁ γ₂ или γ₃ (γ_max=6^о).

 

[С_о] =79,0*((33*2,5*16,53)(3000/6,4)*0,1051)= 29389,0 Н.

 

Долговечность игольчатых подшипников карданного шарнира определяется по формуле

 

L_h=100/(а₁/L_h1 +а₂/L_h2 +а₃/L_h3 +…) (3.6.4)

 

где α_i – продолжительность работы подшипника на I, II, III, IV передачах в% от общей продолжительности работы карданной передачи; принимается в зависимости от типа автомобиля и числа передач в КПП по данным табл. 3.6.1;

L_hi–долговечность подшипника в режиме работы на I, II, III, IV передачах, ч:

 

L_hi= (1,5*10⁶/(n_мi*tgγ_max))*[(С*(Н-l_ш))/ М_{i max}]^10/3 (3.6.5)

 

где n_мi – частота вращения карданного вала на i-ой передаче при числе оборотов коленчатого вала, соответствующем максимальному крутящему моменту двигателя:

 

n_мi=n_м/ и _i (3.6.6)

 

где и _i – передаточное число i-ой передачи КПП;

n_м1=1500/6,4=234,4

n_м2=1500/3,4=441,2

n_м3=1500/1,9=789,5

n_м4=1500/1=1500

 

С – динамическая грузоподъёмность подшипника, Н:

 

С= 39,2*(Z^⅔)*δ* l _ш (3.6.7)

 

С= 39,2*(33^⅔)*2,5*16,53 = 16666,4 Н.

 

М_{i max} – наибольший вращающий момент, передаваемый карданным валом на i-ой передаче, Нмм;

 

М_{i max} = М_кmax* и _i (3.6.8)

 

М_1max=478000*6,4=3059200

М_2max=478000*3,4=1625200

М_3max=478000*1,9=908200

М_4max=478000*1=478000

 

Определяем L_hi–долговечность подшипника в режиме работы на I, II, III, IV передачах, ч:

 

L_h1=(1500000/234,4*0,1051)*[17514,64*(97,8 -16,53)/3059200]^10/3=4752,73

L_h2=(1500000/441,2*0,1051)*[17514,64*(97,8 -16,53)/1625200]^10/3=20793,9

L_h3=(1500000/789,5*0,1051)*[17514,64*(97,8 -16,53)/908200]^10/3=80841,9

L_h4=(1500000/1500*0,1051)*[17514,64*(97,8 -16,53)/478000]^10/3=361473,1

 

Расчёт долговечности подшипника при работе на каждом режиме целесообразно привести в виде табл. 3.6.2

 

Таблица 3.6.2 – Расчёт долговечности игольчатого подшипника карданного шарнира при работе на различных передачах КПП

Номер передачи	и i	nмi, об/мин	Мi max, Нмм	Lhi, ч
I	6,4	234,4	3059200	4752,73
II	3,4	441,2	1625200	20793,9
III	1,9	789,5	908200	80841,9
IV	1	1500	478000	361473,1

 

Определяем долговечность игольчатых подшипников карданного шарнира по формуле

 

L_h=100 / (1/4752,73+3/20793,9+21/80841,9+75/361473,1)=121409 ч

Определённая по формуле (3.6.4) долговечность игольчатого подшипника не должна быть требуемой долговечности [L_h], определяемой по формуле:

 

[L_h]= L_кр/v_эксп (3.6.9)

 

где L_кр – пробег автомобиля или отдельного агрегата до капитального ремонта, км. Для современных отечественных автомобилей L_кр=200000-300000 км. Принимаю L_кр=300 000 км

v_эксп – средняя эксплуатационная скорость автомобиля, км/ч (для грузовых автомобилей v_эксп=30 км/ч)

 

[L_h]= 300000/30=10000 ч.

 

Условие L_h>[L_h] соблюдается (121409 ч>10000 ч)

 

 

Заключение

 

В результате выполненных расчетов определены числовые значения показателей эксплуатационных свойств и построены графики изменения эксплуатационных свойств проектируемого автомобиля в зависимости от изменения его скорости движения. Определён максимальный вращающийся момент на коленвалу двигателя M_emax= 478 Нм, при n_eM= 1500 об/мин, а также мощность автомобиля, которая составила 120 КВт.

Несмотря на то, что показатели эксплуатационных свойств автомобиля определены только для одного режима работы двигателя автомобиля (работа с полностью открытой дроссельной заслонкой), они имеют большое практическое значение. Некоторые показатели используются для оценки технического уровня вновь проектируемого автомобиля (например, время и путь разгона автомобиля до максимальной скорости, топливно-экономическая характеристика). Другие – являются исходными данными для проектирования механизмов и систем автомобиля, на основании которых во второй части настоящего проекта разработана карданная передача проектируемого автомобиля (определены геометрические размеры, статический прогиб подвески f_ст ведущего моста автомобиля при номинальной нагрузке, а так же долговечность подшипника, которая составила 159236 ч).

 

 

Литература, используемая при работе над проектом

 

1. Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М., Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля. Учебное пособие для вузов. Л.,, 1973 г.

2. Иванов В.В., Илларионов В.А., Морин М.М. Основные теории автомобиля и трактора. М. «Высшая школа», 1997 г.

3. Краткий автомобильный справочник НИИАТ.

4. Лукин П.П., Гаспарянс Г.А. Расчёт и конструирование автомобиля. М, «Машиностроение».

5. ГОСТ 8734-75 «Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные».

6. ГОСТ 6870-81 «Подшипники качения. Ролики игольчатые. Технические условия».