Рабочие процессы и основы расчёта автомобилей

При заносе на верхний и нижний конец шкворня действуют только поперечные силы:от нормальной реакции R_z:
R_1^'=(〖 R〗_z1^'' l)⁄((a b)),R_2^'=(〖 R〗_z2^'' l)⁄((a b)=76150,4 Н)
от поперечной реакции R_y:
на левом шкворне R_1^'=R_1^''=(R_y1 l)⁄((a b)=10987 Н)
на правом шкворне R_2^'=R_2^''=(R_y2 l)⁄((a b))=76150,4 Н
Суммарные силы:
на левом шкворне 〖 R〗_сум1^'=(〖(R_y1 (r_к-b)-R〗_z1^'' l))⁄((a b)),R_сум1^''=(〖(R_y1 (r_к a)-R〗_z1^'' l))⁄((a b)=54684,5 Н)
на правом шкворне 〖 R〗_сум2^'=(〖(R_y2 (r_к-b)-R〗_z2^'' l))⁄((a b)),R_сум2^''=(〖(R_y2 (r_к a)-R〗_z2^'' l))⁄((a b)=82484,8 Н)

...

Расчет карданной передачи 3
Определение напряжения кручения и угла закручивания карданного вала 3
Определение осевой силы, действующей на карданный вал 4
Оценка неравномерности вращения и инерционного момента 5
Расчет крестовины карданного шарнира 9
Расчет вилки карданного шарнира 11
Определение допустимого усилия, действующего на игольчатый подшипник 13
Расчет критического числа оборотов карданного вала 14
Расчет моста 16
Список литературы 21

Максимальное напряжение кручения вала, как отмечалось ранее, определяется для случая приложения максимального момента двигателя и при действии динамических нагрузок. Действие динамических нагрузок учитывается коэффициентом динамичности: KД = 1…3. В расчете принимаем KД = 1.

График зависимости – на рисунке 20. Таблица 1. Значение угловой скорости валов карданной передачи при различных углах поворота ведущего вала. град. 04590135180225270315360A, 1/сек74,874,874,874,874,874,874,874,874,8B, 1/сек74,90374,80074,69774,80074,90374,80074,69774,80074,903Соотношение между углами поворота валов В и С имеет вид. Докажем, что при равенстве перекосов валов, т.е. при 1 = 2, 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 1 = 2, , а значит и = . 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. Рис. 3 Расчетная схема крестовины карданного шарнираРасчет крестовины карданного шарнираНа шип крестовины карданного шарнира действует сила Р (рис.3). 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 УАЗ - 31512 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. Рис. 4 Схема для расчета вилки карданного шарнира.Расчет вилки карданного шарнираПри проверочном расчете вилки карданного шарнира выбирается слабое сечение лапы вилки. Схема для расчета вилки карданного шарнира приведена на рисунке 4. 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 , необходимый при определении моментов сопротивления сечения, зависит от отношения длины и ширины сечения. Для данного сечения (a/b = 3) = 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.4) . 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 [] =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, [] = 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. Определение допустимого усилия, действующего на игольчатый подшипникДопустимое усилие определяется по формуле,где i – число роликов или иголок, i = 29; l – рабочая длина ролика, l = 1,4 см; d – диаметр ролика, d = 0,2 см; k – поправочный коэффициент, учитывающий твердость. При твердости поверхностей качения шипа крестовин корпуса подшипников и самих роликов, составляющих по Роквеллу 59-60, k = 1. Число оборотов шипа в минуту определяется по формуле (для угла между осями карданных валов = 3) . Тогда допустимое усилие будет равно. Ранее была определена реальная сила, действующая на шип крестовины. Она передается на вилку карданного шарнира и нагружает игольчатый подшипник. Ее значение (Р = 13,8 кН) не превосходит определенного допустимого значения силы, нагружающей игольчатый подшипник. Поэтому нормальная работа подшипника обеспечена. Расчет критического числа оборотов карданного валаПри вращении вала за счет центробежных сил, возникающих вследствие даже незначительного несовпадения оси вращения вала с центром тяжести, может возникнуть поперечный погиб вала. При приближении скорости вращения к критической амплитуда поперечных колебаний вала возрастает и возможна поломка вала. Поэтому при изготовлении карданный вал подвергается балансировке. На величину критической угловой скорости кр влияют: характер защемления вала в опорах; величины зазоров в соединениях и подшипниках; несоосность деталей; некруглость и разностенность трубы и ряд других факторов. Для вала постоянного сечения с равномерно распределенной нагрузкой, равной собственному весу, и свободно лежащего на опорах, которые не воспринимают изгибающих моментов,где l – длина вала между опорами, l = 1,299 м; E – модуль упругости, E = 21011 Н/м2; I – момент инерции сечения вала; m – масса единицы длины вала.