му завантаженні автомобіля, не повинен бути менше 0,5о для легкових автомобілів і 1о для вантажних. З іншого боку, він обмежується з метою недопущення значних інерційних навантажень умовою:
град, (4.4)
де?- Кутова швидкість карданного валу при максимальній швидкості автомобіля, рад/с.
При максимальному ході підвіски кут між валами не повинен перевищувати значення
град. (4.5)
Екстремальні значення кут? між валами карданної передачі може набувати в крайніх положеннях ходу підвіски: при збитому ограничителе ходу стиснення і при вивішених колесах. Визначення цих значень пов'язаний із значенням даних кінематики підвіски, загального компонування трансмісії, автомобіля і виходить за рамки курсового проекту. Тому при розрахунках слід використовувати граничні значення кутів? і? '.
Таким чином, я визначила основні параметри карданної передачі: її конструкцію, габаритні розміри і масу. А також, типорозмір шарніра і габарити виделок.
4.2 Розрахунок елементів карданної передачі на міцність
4.2.1 Розрахунок карданного валу
Розрахунок карданного валу полягає в обчисленні розмірів його поперечних перерізів, що визначаються критичним числом оборотів і величиною переданого крутного моменту при вибраній по аналогу довжині.
Знаходжу максимальну частоту обертання карданного валу:
хв - 1, (4.6)
де - задана максимальна швидкість руху АТС, км/год;
- передавальне число від розраховується карданного валу до ведучих коліс;
- радіус кочення ведучого колеса, м.
За розрахунковому моменту вибираю розміри зовнішнього D і внутрішнього d діаметрів карданного валу: D=89 мм, d=82мм.
Визначаю критичну частоту обертання карданного валу:
хв - 1, (4.7)
де см - довжина карданного валу.
Довжина валу і його поперечний переріз вважаються обраними правильно, якщо:
хв - 1, (4.8)
де k=1,2 ... 2,0 - коефіцієнт запасу по критичної частоті обертання карданного валу, [7]. Приймаю k=2.
Розраховую граничні навантажувальні режими для роботи карданних валів без руйнувань. Вали карданних передач при роботі відчувають напруги крутіння? 1, вигину? U, напруги крутіння? 3, викликані нерівномірністю обертання. Напруженнями розтягу - стиску нехтую.
Напруження кручення:
, (4.9)
де - момент опору труби на кручення:
мм3. (4.10)
Підставивши отримане значення в формулу (4.9), отримую:
МПа.
Напруження згину:
, (4.11)
де - момент опору на вигин:
мм3. (4.12)
Підставивши отримане значення в формулу (4.11), отримую:
МПа.
Наведені напруги від крутіння і вигину визначаю за формулою:
МПа. (4.13)
При допущенні, що нерівномірність обертання валу повністю поглинається його пружною деформацією при скручуванні, визначаю виникає при цьому напруги:
, (4.14)
де - кут закручування валу:
, (4.15)
- модуль пружності при крученні для сталей, МПа;
- полярний момент інерції перерізу труби:
м4 (4.16)
Підставивши отримане значення в формулу (4.15), отримую:
град.
Підставивши отримане значення в формулу (4.14), отримую:
МПа.
Сумарні дотичні напруження визначаються у вигляді:
МПа. (4.17)
При цьому повинні виконуватися умови:
Міцності? 100 ... ..300 МПа;
Жорсткості град/м.
Отримані мною в результаті розрахунків значення, відповідають умовам міцності і жорсткості. Переступаю до розрахунку хрестовини карданного шарніра.
.2.2 Розрахунок хрестовини карданного шарніра
Розрахунок хрестовини карданного шарніра виконую після уточнення її конструкції, яка визначається способом герметизації голчастих підшипників. Розміри сальників визначаються розмірами манжет по ГОСТ 8752-70. Розміри сальників визначаються конструктивно.
При розрахунку хрестовини карданного шарніра обчислюю наступні параметри:
Умовно зосереджена нормальна сила, що діє в середині голки:
, (4.18)
де?- 4, 21 ?, кут установки карданного шарніра; - відстань від осі обертання до середини голчастого підшипника:
м. (4.19)
Підставивши отримане значення ...
