Оценка неравномерности вращения и инерционного момента

 

Для одиночного карданного шарнира, соединяющего вторичный вал коробки передач (вал А) и карданный вал (вал В), соотношение между углами a и b поворота валов (см. рис. 19) может быть представлено выражением

.

Здесь g1 – угол между осями рассматриваемых валов (угол перекоса). Дифференцируя это выражение, получаем

.

Угловые скорости валов являются производными от угла поворота по времени. Учитывая это, из предыдущего выражения можно получить соотношение между угловыми скоростями валов:

.

После алгебраических преобразований получаем зависимость угловой скорости ведомого вала В от угловой скорости ведущего вала А, угла поворота ведущего вала и угла перекоса валов:

.

Из этой зависимости следует, что wA = wB только когда g1 = 0. В общем случае g1 ¹ 0, т.е. при равномерной скорости вращения вала А вал В будет вращаться неравномерно. Величина разности между значениями wA и wB зависит от угла между валами g1. Задаваясь углом поворота вала А, можно оценить неравномерность вращения вала В при постоянном угле между валами и при постоянной скорости вращения ведущего вала.

Как отмечалось выше, расчет карданной передачи производится для случая максимального крутящего момента. Двигатель развивает максимальный крутящий момент при nM = 2500 об/мин. Максимальный крутящий момент через трансмиссию передается при включенной первой передаче. При этих условиях скорость вращения ведущего вала А определяется по формуле

.

Угол перекоса валов принимаем максимальным - g1 = 3°.

Значения угловой скорости вала В в зависимости от угла поворота вала А представлены в таблице 1. График зависимости – на рисунке 20.

Таблица 1.

Значение угловой скорости валов карданной передачи при различных углах поворота ведущего вала.

град.	0	45	90	135	180	225	270	315	360
A, 1сек	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8	74,8
B, 1сек	74,903	74,800	74,697	74,800	74,903	74,800	74,697	74,800	74,903

 

Соотношение между углами поворота валов В и С имеет вид

.

Докажем, что при равенстве перекосов валов, т.е. при g1 = g2, угловые скорости валов А и С тоже будут равны. Учитывая положение вилок вала В и смещение ведущих вилок шарниров на 90° друг относительно друга, получим, отсчитывая угол поворота от положения вала А,

 или .

Учитывая, что , из полученного выражения находим соотношение между углами поворота вала А и вала С:

.

Из этой зависимости видно, что при g1 = g2, , а значит и a = j. Таким образом обеспечивается равномерность вращения ведущей шестерни главной передачи при равномерном вращении вторичного вала коробки передач, хотя сам карданный вал, через который передается крутящий момент, вращается неравномерно.

При движении автомобиля из-за неравномерности вращения вал В будет дополнительно нагружаться инерционным моментом

,

где IA и IB – моменты инерции вращающихся частей, приведенные соответственно к валам А и В.

2.5. Расчет крестовины карданного шарнира

На шип крестовины карданного шарнира действует сила Р (рис.21). Величина этой силы определяется по формуле

,

где R – расстояние от оси крестовины до середины шипа, R = 33 мм.

Сила Р действует на шип крестовины, вызывая его смятие, изгиб и срез. Напряжение смятия шипа не должно превышать 80 МПа, напряжение изгиба – 350 МПа, напряжение среза – 170 МПа.

Напряжение смятия определяется по формуле

= 66,16 МПа.

где d – диаметр шипа, d = 16 мм;

l – длина шипа, l = 13 мм.

Момент сопротивления изгибу сечения шипа крестовины определяется по формуле

.

Напряжение изгиба

.

Напряжение среза

.

Как видно, все напряжения не превышают допустимые.

Силы Р, приложенные к шипам, также дают равнодействующую N, которая вызывает напряжения растяжения в сечении n-n. Для крестовины карданного шарнира ГАЗ-2410 площадь сечения, в котором возникают эти напряжения, F = 4,9 см2. Растягивающие напряжения определяются по формуле

.

Допускаемое напряжение на растяжение составляет 120 МПа. Действительное напряжение не превышает допускаемого. Нормальная работа шипов крестовины карданного шарнира на смятие, изгиб, срез и крестовины шарнира на растяжение обеспечена.

2.6. Расчет вилки карданного шарнира

 

При проверочном расчете вилки карданного шарнира выбирается слабое сечение лапы вилки. Схема для расчета вилки карданного шарнира приведена на рисунке 22. Лапа воспринимает силу Р со стороны шипа крестовины. Под действием этой силы в сечении лапы, которое выполнено близким к прямоугольному, возникают одновременно напряжения изгиба и кручения.

Длина и ширина сечения, определенные из чертежа, соответственно равны a = 45 мм, b = 15 мм. Плечи действия сил равны c = 21 мм, m = 3 мм. Коэффициент m, необходимый при определении моментов сопротивления сечения, зависит от отношения длины и ширины сечения. Для данного сечения (a/b = 3) m = 0,268.

Для определения напряжений, действующих в рассматриваемом сечении лапы вилки карданного шарнира, требуется определить моменты сопротивления сечений.

Момент сопротивления сечения изгибу относительно оси x-x (см. рис.22)

.

Момент сопротивления изгибу относительно оси y-y

.

Момент сопротивления кручению при определении напряжений в точках 1 и 3

.

Момент сопротивления кручению при определении напряжений в точках 2 и 4

.

Напряжение изгиба в точках 2 и 4

.

Напряжение изгиба в точках 1 и 3

.

Напряжение кручения в точках 2 и 4

.

Напряжение кручения в точках 1 и 3

.

Наибольшие результирующие напряжения в рассматриваемых точках сечения определяются по теории энергии формоизменения сопротивления материалов (4ая теория прочности). По этой теории наибольшее результирующее напряжение от изгиба и кручения в точках 1 и 3

.

Наибольшее результирующее напряжение в точках 2 и 4

.

Величины допускаемых напряжений в выполненных конструкциях составляют [s] =50…150 МПа. Как видно, в точках 1 и 3 действительные напряжения выходят за пределы допускаемых. Для обеспечения нормальной работы вилки карданного шарнира необходимо снизить действующие в ее сечениях напряжения. Этого можно достигнуть благодаря увеличению размеров сечения, увеличивая, например, его ширину b. Из формулы для наибольшего результирующего напряжения от изгиба и кручения в точках 1 и 3 можно получить следующую формулу для подбора ширины сечения:

.

Примем напряжение, которое нужно обеспечить в точках 1 и 3 сечения, [s] = 140 МПа. Тогда величина b составит 16,9 мм. То есть для обеспечения нормальной работы вилки карданного шарнира ширину сечения ее лапы необходимо увеличить на 2 мм.