Файл: Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие.pdf

Колебания карданного вала в зоне критического числа обо­ ротов и вне этой зоны представлены на рис. VIII. 10, г. Опыт про­ водился при снижении числа оборотов вала от п >■ гікр.

Карданный вал при изготовлении подвергается динамической балансировке, 'причем допустимый дисбаланс составляет от (15-ч-25) 1 0 “ 4 Н-м (15—25 гс-см) для автомобилей малой и средней грузоподъемности, до 100-ІО- 4 Н-м (100 гс см) для машин гру­ зоподъемностью 5 т и выше. Для балансировки к валу привари­ ваются точечной сваркой пластины, представленные на рис. VIII. 12.

Величина биения Карданного вала в сборе не должна пре­ восходить 0,5—0,8 мм.

Кроме рассмотренных колебаний изгиба при работе карданной передачи возникают крутильные колебаний. Эти колебания воз­ никают как за счет рассмотренных выше колебаний угловой ско­ рости валов карданной передачи (рис. VIII. 10), так и вследствие переменных нагрузок в трансмиссии. Однако величины допол­ нительных напряжений от крутильных колебаний обычно не до­ стигают опасных для прочности передачи значений.

§38. ОСНОВЫ РАСЧЕТА КАРДАННЫХ ПЕРЕДАЧ

Вкарданной передаче рассчитываются:

а) карданный вал (на кручение, растяжение — сжатие, угол закручивания);

б) вилка и крестовина кардана (на прочность и износ); в) подшипники карданного шарнира (долговечность, тепловой

режим); г) критическое число оборотов вала.

Силы Р, действующие на шипы крестовины карданного шар­ нира, вызывают смятие, изгиб и срез шипа (рис. VIII. 12, а). Вели­

Расчет шипа на изгиб, смятие, срез производится по общеиз­ вестным формулам по силе Р.

При наличии игольчатых подшипников максимально допусти­ мая величина Рв подсчитывается по формуле

Р ^ Р В= 7800 р- р- _ Н, (VII1.13)

іЛ -Jr'-tgY

Если Рв в кгс, то численный коэффициент в правой части фор­ мулы (VIII. 13) принимается равным 780.

230

231

единицы.

Крестовина карданного шарнира рассчитывается на разрыв (рис. VIII. 12, б) по площади сечения F по формуле

Карданный вал, изготовляемый из малоили среднеуглеро­ дистой стали, работает на кручение, растяжение или сжатие и изгиб (при поперечных колебаниях вала). Максимальные напря­ жения кручения (Ад = 1 )

составляет на низшей передаче от 3 до 9° на один метр длины (в за­ висимости от сечения вала).

В приведенных формулах wKP— момент сопротивления вала при кручении; / кр — момент инерции сечения вала при кручении; G — модуль упругости при кручении; G= 85 ГПа (850 000 кгс/см2); I — длина вала.

Величина осевой силы Q, действующей на карданный вал

соединении карданного вала существенно зависит от качества смазки шлицевого соединения, составляя при хорошей смазке р = 0,06^-0,10.

По опытам А. К. Фрумкина, в случае недостаточной смазки р значительно возрастает, достигая при заедании 0,35—-0,40. При этом величина осевой силы достигает больших значений. Так,

Значительные дополнительные растягивающие и сжимающие усилия, возникающие при плохом техническом обслуживании, действуют на вал карданной передачи и нагружают подшипники коробки передач, а также главной передачи. Поэтому системати­ ческой смазке шлицевого соединения карданной передачи необ­ ходимо уделять должное внимание.

232

233

где а — угол поворота ведущего вала. Сила Р (і = 1), действую­ щая на шип в плоскости крестовины, равна

что соответствует также одной четверти оборота, находим работу

Коэффициент полезного действия (к. п. д.) карданной передачи т]к, если учитывать потери на трение в шарнирах, может быть представлен формулой

іо ’

234

Как видно из последней формулы, величина к. п. д. карданной передачи при заданных ее размерах зависит от коэффициента трения р и угла у между осями валов. При нормальном техни­ ческом состоянии величина т|к высока, составляя для одиночного кардана неравной скорости г|к = 0,985-н0,99 (при угле между валами не более 15°). Однако в многоосных автомобилях при на­ личии нескольких последовательно включенных шарниров общий

к.п. д. заметно снижается.

При увеличении углов между осями валов к. п. д. карданного

механизма падает.

Величины коэффициентов трения поверхностей шарниров, имеющих относительные знакопеременные перемещения на малые углы, изучены недостаточно.

Проведенные опыты с втулками из пластмасс показали, что коэффициенты р. при относительных знакопеременных перемеще­ ниях на малые углы больше соответствующих значений р при вра­ щательном движении. Коэффициенты р при относительных зна­ копеременных перемещениях увеличиваются при уменьшении угла б. Так, если б уменьшается с 90° до 20°, то коэффициент р увеличивается на 20—25%.

Определим удельную работу трения С на единицу рабочей

Работа трения на шипах карданного шарнира вызывает его нагрев.

Уравнение теплового баланса имеет следующий вид:

карданного шарнира; Т г, Г 2 — значения температуры нагревае­ мых деталей и окружающего воздуха; у — коэффициент, учиты­ вающий какая часть работы трения воспринимается нагреваемой

235