Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Курсовая работа - Проверочный расчет карданной передачи автомобиля ЗИЛ 4331 - файл КП З_Л4331.docx


Курсовая работа - Проверочный расчет карданной передачи автомобиля ЗИЛ 4331
скачать (1053.2 kb.)

Доступные файлы (2):

З_Л.dwg
КП З_Л4331.docx303kb.26.10.2011 19:00скачать

содержание

КП З_Л4331.docx

Карданні передачі


  1. Призначення і класифікація карданної передачі, вимоги до неї.

  2. Розрахувати і проаналізувати криві, характеризуючи кінематику карданного шарніра при γ=200 .

  3. Вибрати і обґрунтувати схему передачі (тип і кількість карданних шарнірів, валів, наявність проміжних опор і т.д.).

  4. Вибрати основні конструктивні параметри карданної передачі (кути встановлення валів, зовнішній і внутрішній діаметри труби карданного валу, його довжину), розрахувати критичну частоту обертання карданного валу і остаточно вирішити питання проміжної опори.

  5. Визначити розрахункові навантаження.

  6. Розрахувати тип хрестовини на згин і зріз і визначити напруження розриву в хрестовині.

  7. Визначити напруження в вилці шарніра і допустимі навантаження на голчастий підшипник.

  8. Розрахувати карданний вал на міцність і жорсткість та визначити напруження зминання в шліцах.

  9. Викреслити складальні креслення карданного валу, проміжної опори (при її наявності), а також робочі креслення хрестовини, вилки, та інших деталей.



^ 1. Призначення, вимоги до конструкції і класифікація карданних шарнірів
Карданна передача призначена для передачі крутного моменту між агрегатами автомобіля, вали яких не співвісні або не паралельні причому кут γ між валами може змінюватись в процесі руху автомобіля.

Карданна передача складається з карданних шарнірів, карданних валів і проміжних опор.



При проектуванні карданних передач повинні враховуватись наступні основні вимоги:

  1. забезпечення рівномірного обертання вала агрегату, який приводиться в дію карданною передачею при рівномірному обертанні ведучого валу;

  2. критична частота обертання карданної передачі повинна перевищувати її максимально можливу частоту обертання;

  3. рівень шуму і вібраційні навантаження при роботі карданної передачі повинні бути мінімальними;

  4. повинен забезпечуватись високий ККД;

  5. висока надійність і довговічність карданної передачі;

Карданні передачі класифікують за призначенням, числом карданних шарнірів, типом і конструктивним особливостям карданних шарнірів.

За призначенням карданні передачі поділяють на основні і допоміжні. До основних відносяться передачі призначені для підведення крутного моменту до агрегатів, які встановлені на рамі, ведучих мостів і ведучих коліс незалежних підвісок. Допоміжні карданні передачі використовують для приводу допоміжного і спеціального обладнання (лебідки, компресори, вентилятори, механізму перемикання передач, рульового механізму і тд.).

По числу шарнірів карданні передачі поділяють: одно-, дво- і багатошарнірні.

Карданні шарніри за кінематичними властивостями поділяють на шарніри рівних кутових швидкостей і шарніри нерівних кутових швидкостей.

Карданні шарніри нерівних кутових швидкостей (асинхронні) характеризується тим, що при рівномірній швидкості обертання ведучого валу кутова швидкість веденого валу буде нерівномірною. Карданні шарніри рівних кутових швидкостей (синхронні) забезпечують рівномірні кутові швидкості обертання ведучого і веденого валів.




^ 2. Кінематика карданних шарнірів нерівних кутових швидкостей
В трансмісіях автомобілів широкого розповсюдження набули передачі з карданними шарнірами нерівних кутових швидкостей. Характерна особливість цього шарніра – асинхронність, тобто при рівномірному обертанні ведучого вала, ведений вал обертається нерівномірно. Кінематику карданного шарніра можна проаналізувати використовуючи залежності:

tgφ2=tgφ1cosγ
ω2=ω1cosγ1-sin2γ∙cos2φ1

де φ1 і φ2 – кути повороту ведучого і веденого валів відповідно;

ω1 і ω2 – кутові швидкості вказаних валів.

Аналіз виразу свідчить про те, що в розглядуваному карданному шарнірі ω1 = ω2 , тобто при рівномірній швидкості обертання ведучого вала, ведений вал буде обертатися нерівномірно, при чому ступінь нерівномірності залужить від кута γ між валами. Швидкість ω2 досягне максимального значення при φ1 = 0о (Рис. 1).

Рис 1. Графіки зміни кутових зміщень валів (а), кутових швидкостей їх обертання (б) і коефіцієнта нерівномірності карданного шарніра нерівних кутових швидкостей (в).



Для усунення нерівномірності обертання вихідного вала дуже часто застосовують передачу з двома карданними шарнірами нерівних кутових швидкостей. При цьому повинні бути виконані наступні умови: 1). Осі всіх валів повинні лежати в одній площині; 2). Обидві вилки вала повинні також розміщуватись в одній площині; 3). Кути між осями валів повинні бути рівними.
^ 3. Вибір схеми карданної передачі
Схема, яка показана на рисунку отримала найбільше поширення на автомобілях з колісною формулою 4×2 . крутний момент від коробки передач передається до ведучого моста передається через два карданних вали і три шарніри. Передній вал має проміжну опору.


1 – двигун; 2 – коробка передач; 3 – головна передача з диференціалом; 4 – проміжна опора карданного валу.

^ 4. Вибір основних конструктивних параметрів карданної передачі, розрахунок критичної частоти обертання
Карданні вали встановлюються на автомобілі ЗІЛ – 4331 з кутом між ними γ=50.



Поперечне січення труби карданного валу характеризується зовнішнім D і внутрішнім d діаметрами, які вибираються з ряду стандартних труб згідно ГОСТ 5005-82.

Для автомобіля ЗІЛ – 4331 D=71 мм, d = 66,8 мм.

Під довжиною двошарнірного карданного валу L розуміють відстані між центрами карданних шарнірів, встановлених на кінцях даного валу. При наявності проміжної опори довжина карданного валу визначається відстанню від її центру доцентра карданного шарніра L = 486 мм.

Центр мас карданного валу в загальному випадку не співпадає з його віссю обертання, внаслідок статичного прогину від власної маси, різної товщини стінок труби, неточності виготовлення і балансування валу. В результаті при обертанні валу виникає відцентрова сила, яка створює його поперечний згин. При збільшенні частоти обертання прогин валу зростає і при деякій частоті, називаємій критичною, карданний вал втрачає рівновагу і його прогин починає прогресивно зростати, що може призвести до поломки валу.

Максимальний крутний момент на ведучому валу карданного шарніра:

Т д=MmaxUmax=567,8∙9,65=5479,3 Нм;
Mmax- максимальний крутний момент двигуна;

Umax- найбільше передатне числовід валу двигуна до шарніра.

Критична частота обертання карданного валу:
nкр=1,185∙107D2+d2L2=1,185∙107712+66,824862=4890,8 хв-1;
Дійсне значення критичної частоти обертання завжди менше за розрахункове, внаслідок піддатливості опор, неточності балансування, наявності зазорів в шліцевих з’єднаннях, причому по мірі зносу карданного валу ця невідповідність збільшується. Тому при виборі параметрів карданного валу рекомендується використовувати відношення.
nmaxnкр<0,7;
28004890,8=0,57.

Максимальна допустима довжина карданного валу:

Lmax=0,83∙107D2+d2nmax=0,83∙107712+66,822800=543 мм.

^ 5. Розрахунок елементів карданної передачі
При розрахунку шарніра нерівних кутових швидкостей в якості розрахункового моменту Тр приймається менший з двох моментів:

Т д - максимальний крутний момент на ведучому валу карданного шарніра;

Т φ - крутний момент по зчепленню ведучих коліс з дорогою при коефіцієнті зчеплення

φ=0,8 і повному навантаженню автомобіля.
^ Tφ=φ∙Gφ∙rдUm=0,8∙70000∙0,4764,77=3864,6 Нм;

Gφ- зчіпна вага;

rд - динамічний радіус колеса;

Um - найбільше передатне число від кардана до колеса.

Максимальне значення результуючої сили Q, яка діє в площині хрестовини:

Qmax=Tp2∙R∙cosγ=5479,32∙0,037∙cos5=31802,4Н;
R - відстань від центра карданного шарніра до середини шипа.
Рис 3. Розрахункові схеми хрестовини і вилки карданного шарніра.
Шип хрестовини розраховують на згин і зріз. Напруження згину в січенні А-А:
σu=Qmax∙lш2Wu=31802,4∙221365,3=256,2 МПа;
lш - довжина шипа;
Wu - момент опору січення згину.
Для шипа з отвором діаметром d0 :


Wu=0,1∙dш31-d0dш4=0,1∙2431-8244=1365,3 мм3;

Напруження зрізу в січенні А-А:
τs=4Qmaxπ(dш2-d02)=4∙31802,43,14(242-82)=79,12 МПа;

Хрестовину карданного валу розраховують на розрив по січенню. Так як Pzmax=Qmax


σр=PpF=Qmax2F=31802,42367,35=122,4 МПа;

F - площа січення.

Порівнюємо отримані значення напружень з допустимими:

σu=256,2 МПа <σu=250…350 МПа.

τs=79,12 МПа <σu=75…120 МПа.

σр=122,4 МПа <σu=100…150 МПа.

Розрахункові значення напружень не перевищують допустимих.
У вилці шарніра під дією сили Qmax виникають напруження згину і кручення. В січенні Б-Б:
σu=Qmax∙сWu=31802,4∙2112250=54,5 МПа;
τк=Qmax∙aWк=31802,4∙184830=118,5 МПа;


Wu і Wк - моменти опору згину і крученню для перерізу Б-Б.


Wи=bh26=15∙7026=12250 мм3;
Wr=khb2=0,306∙70∙152=4830 мм3;


k=0,19+0,025hb=0,19+0,0257015=0,306
Порівнюємо отримані значення напружень з допустимими:

σu=54,5 МПа <σu=50…80 МПа.

τк=118,5 МПа <σu=80…160 МПа.
Голчасті підшипники карданного шарніра перевіряють по значенню допустимого навантаження:


^ Pдоп=7900zpdplp3nU1tgγ=790029∙0,3∙1,5320009,65tg5=43109 Н;
zp=29 - число голок.

dp=0,3 см - діаметр голки.

lp=1,5 см - довжина голки.

n - частота обертання колінчастого валу двигуна при максимальному крутному моменті.

U1- передатне число від вала двигуна до шарніра на нижчій передачі.
Розрахункове значення Pдоп повинне бути більше максимального навантаження, діючого на підшипник:

Pдоп>Qmax;


В даному випадку ця умова виконується.
Трубу карданного валу розраховують на кручення при дії розрахункового моменту Tp і максимального динамічного моменту Tkγ:
τk=TpWk=5479,31,5∙10-5=154,18 МПа;
τkγ=TkγWk=5803,41,5∙10-5=254,2 МПа;
Момент опору труби крученню:
Wk=π16D4-d4D=3,14160,0714-0,066840,071=1,5∙10-5м3;
Напруження кручення труби не перевищує 300 МПа і знаходиться в допустимих межах.

Кут закручування труби карданного валу:

θk=TpLJkG180π=5479,3∙1,2955,4∙10-7∙8,5∙10101803,14=3,79;

Jk - момент інерції січення валу при крученні:
Jk=π32D4-d4=3,14320,0714-0,06684=5,4∙10-7м4;
G - модуль пружності при крученні, G=8,5∙1010МПа.

За результатами розрахунку θk<90, щознаходиться в допустимих межах.
При коливаннях автомобіля карданний вал сприймає напруження стиску-розтягу від осьової сили, яка виникає в шліцевому з’єднанні:


σсж=16TpμπD2-d2(dз+dв)=16∙5479,3∙0,13,140,0712-0,0682(0,062+0,052)=23,21 МПа;
μ - коефіцієнт тертя в шліцевому з’єднанні, при хорошій змазці μ=0,06…0,1.

dз, dв - відповідно зовнішній і внутрішній діаметри шліцевої частини ковзаючої вилки.
Бокові поверхні шліців ковзаючої вилки карданного валу розраховують на зминання:
σсм=8Tp(dз2-dв2)l1z=8∙5479,3(0,0622-0,0522)76∙22=17,3 МПа;
l1 - робоча довжина шліцевого з’єднання;

z - число шліців.
σсм=10…25 МПа.

σсм≈σсм, це можливе внаслідок неточності обчислень.


Скачать файл (1053.2 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации