Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Содержание:
Введение
3. Оценка неравномерности вращения карданных валов.
4. Расчет крестовины карданного шарнира.
5. Расчет вилки кардана.
6. Расчет критического числа оборотов карданного вала.
7. Определение допустимого усилия, действующего на игольчатый подшипник.
В жизни человека автомобиль играет важную роль. Практически с момента своего изобретения он сразу занял одно из ведущих мест в народном хозяйстве. Автомобильная промышленность развивается очень быстрыми темпами. В производстве автомобилей используются самые передовые технологии.
Следует отметить, что характерной особенностью производства автомобилей, особенно в последнее время, является ориентация его на конкретного потребителя. Благодаря этому появляется большое количество модификаций одной и той же базовой модели, различающихся по небольшому количеству параметров. Особенно это тенденция проявляется у зарубежных фирм, где комплектацию автомобиля может определять покупатель. Для отечественного автомобилестроения, а особенно для производства легковых автомобилей, это не характерно. Хотя в последнее время появляется множество "семейств" автомобилей (как, например, у Волжского автомобилестроительного завода), остается значительное количество старых моделей. В этих условиях становится актуальной "переделка" машин. Владелец самостоятельно вносит изменения в конструкцию автомобиля, стараясь максимально приспособить его под условия эксплуатации. Это может быть изменение типа кузова, установка нового агрегата в замен выработавшего свой ресурс старого и отличающегося от последнего по ряду показателей и т.п. Внесение изменений в первоначальную конструкцию автомобиля влечет за собой изменение режимов работы, нагрузок на его составные части. Новые условия работы будут отличаться от тех, которые были определены при проектировании автомобиля. Поэтому появляется потребность в проверке работоспособности агрегатов автомобиля в этих новых режимах.
Целью данной работы является выполнение проверочного расчета карданной передачи автомобиля ГАЗ 3307 при увеличении передаваемого крутящего момента. Увеличение передаваемого крутящего момента можно объяснить установкой другой коробки передач с более высокими передаточными числами или установкой нового двигателя. Последнее часто встречается на практике. Старый двигатель мог полностью выработать свой ресурс и на его место мог быть установлен новый с более высокими характеристиками. Потребность в том, чтобы двигатель развивал больший крутящий момент, может быть вызвана необходимостью преодоления большего сопротивления во время движения (эксплуатация автомобиля с повышенной нагрузкой из-за переоборудования кузова, применение нестандартного прицепа и т.п.), стремлением улучшить разгонные характеристики. При значительных изменениях характеристик двигателя необходимо проверить работоспособность карданной передачи в новых условиях эксплуатации, так как по своим параметрам она может оказаться не способной передавать повышенный крутящий момент. В этом случае потребуется внесение изменений в ее конструкцию.
Целью работы являются не только проверка работоспособности карданной передачи при увеличении передаваемого крутящего момента и предложение изменений в ее конструкции в случае неудовлетворительных результатов.
Также производится анализ существующих конструкций, который предполагает детальное и углубленное ознакомление с агрегатами, узлами, близкими по своей конструкции к объекту проектирования, с последними достижениями в этой области, с перспективами развития рассматриваемых конструкций. Важны также освоение и отработка приемов проверочных расчетов агрегатов, систем автомобиля при изменении условий эксплуатации, которые могут найти применение в дальнейшей деятельности.
Карданный вал работает на кручение, растяжение или сжатие и изгиб (при поперечных колебаниях).
Максимальное напряжение кручения вала определяется для случая приложения максимального момента двигателя и при действии макс. динамических нагрузок.
Кд - коэффициент динамичности - меняется в пределах 1-3.
Вал карданной передачи автомобиля ГАЗ-3307 (полый).
Наружный диаметр вала D=68 мм.
Внутренний диаметр вала d=64 мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
. (1.1)
Максимальное напряжение кручения вала определяется по формуле:
где - максимальный крутящий момент, развиваемый двигателем при движении автомобиля на первой передаче, когда крутящий момент, передаваемый через трансмиссию, максимален.
-передаточное число первой передачи.
. (1.2)
Расчет вала на угол закручивания
Величина угла закручивания вала определяется по формуле:
, (1.3)
где: G - модуль упругости при кручении , G = 8,51010 Па;
Lкр - момент инерции сечения вала при кручении для полого вала
; (1.4)
L - длина карданного вала моста, равна 1,850 м.
Кроме крутящего момента, на карданный вал действуют осевые силы Q, возникающие при перемещениях ведущего моста.
Величина осевой силы Q действующей на карданный вал при колебаниях автомобиля определяется по формуле:
(2.1)
где Dш и dш - диаметры шлицев по выступам и впадинам;
- коэффициент трения в шлицевом соединении.
Коэффициентзависит от качества смазки:
при хорошей смазке=0,04 – 0,6; при плохой смазке=0,11 – 0,12.
В случае заедания при недостаточной смазке величина=0,4 – 0,45.
Для шлицевого соединения карданного вала автомобиля ГАЗ -3307
Dш = 28мм dш = 25 мм.
Тогда величины осевой силы будут составлять:
при хорошей смазке - =0,45,
; (2.2)
при плохой смазке - =0,115,
; (2.3)
при заедании - =0,45,
. (2.4)
Осевые усилия, возникающие в карданной передаче, нагружают подшипники К.П. и главной передачи.
Снижение осевой нагрузки будет иметь место при наличии соединения, в котором трение скольжения при осевом перемещении будет заменено трением качения (шлицы с шариками).
Для одиночного карданного шарнира, соединяющего вторичный вал коробки передач (вал А) и карданный вал (вал В), соотношение между углами и поворота валов (см. рис. 19) может быть представлено выражением
.
Здесь 1 – 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:
. (3.1)
После алгебраических преобразований получаем зависимость угловой скорости ведомого вала В от угловой скорости ведущего вала А, угла поворота ведущего вала и угла перекоса валов:
. (3.2)
Из этой зависимости следует, что A = B только когда 1 = 0. В общем случае 1 0, т.е. при равномерной скорости вращения вала А вал В будет вращаться неравномерно. Величина разности между значениями A и B зависит от угла между валами 1. Задаваясь углом поворота вала А, можно оценить неравномерность вращения вала В при постоянном угле между валами и при постоянной скорости вращения ведущего вала.
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:
. (3.3)
Угол перекоса валов принимаем максимальным - 1 = 3.
Соотношение 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:
. (3.4)
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:
, (3.5)
где IA и IB – моменты инерции вращающихся частей, приведенные соответственно к валам А и В.
На шип крестовины карданного шарнира действует сила Р.
Величина силы Р определяется по формуле:
,(4.1)
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 не должно превышать 80МПа
напряжение изгиба – 350 МПа
напряжение среза – 170 МПа.
Напряжение смятия определяется по формуле:
Па
d
l
P
смятия
7
10
616
,
5
229
,
0
016
,
0
364
,
13761
= 55,16 МПа. (4.2)
где d - диаметр шипа, d = 16 мм.
l - длина шипа, l = 22 мм.
Момент сопротивления изгибу сечения шипа крестовины определяется по формуле
. (4.3)
Напряжение изгиба:
. (4.4)
Напряжение среза:
. (4.5)
Силы Р, приложенные к шипам, дают равнодействующие N, вызывающие напряжение на разрыв в сечении II-II.
Напряжение на разрыв крестовины определяется по формуле:
. (4.6)
5. Расчет вилки кардана.
Для крестовины ГАЗ 3307 а = 45 мм, b = 15 мм, n = 2,22 ,= 0,268
Плечи сил равны с = 21 мм, m = 3 мм, R = 39 мм.
Момент сопротивления сечения изгибу относительно оси x-x:
. (5.1)
Момент сопротивления изгибу относительно оси y-y:
. (5.2)
Момент сопротивления кручению при определении напряжений в точках 1 и 3
. (5.3)
Момент сопротивления кручению при определении напряжений в точках 2 и 4
(5.4)
Напряжение изгиба в точках 2 и 4:
. (5.5)
напряжение изгиба в точках 1 и 3:
. (5.6)
напряжение кручения в точках 2 и 4:
. (5.7)
напряжение кручения в точках 1 и 3:
. (5.8)
Наибольшие результирующие напряжения определяются по напряжениям изгиба и кручения, возникающим в одной и той же точке. В точках 1 и 3
. (5.9)
. (6)
Величины допускаемых напряжений в выполненных конструкциях (900- 2300) кгс/см2.
7.Определение допустимого усилия, действующего на игольчатый подшипник.
Допустимое усилие определяется по формуле:
(7.1)
где -число роликов или иголок;
-рабочая длина ролика, см;
d – диаметр ролика, см;
-число оборотов шипа в минуту,
γ- угол между осями карданных валов;
γ - может достигать , примем γ =;
k- поправочный коэффициент, учитывающий твердость.
При твердости поверхностей качения шипа крестовин корпуса подшипника и самих роликов, составляющих по Роквеллу HRC=59-60, k=1.
6. Расчет критического числа оборотов карданного вала.
При вращении вала за счет центробежных сил, возникающих вследствие даже незначительного несовпадения оси вращения вала с центром тяжести, может возникнуть поперечный прогиб вала.
При приближении скорости вращения к критической, амплитуда поперечных колебаний вала возрастает и возможна поломка вала.
Карданный вал при изготовлении подвергается динамической балансировке, причем допустимый дисбаланс составляет 15-20 гсм.
Величина биения карданного вала в сборе не должна превосходить 0,5-0,8 мм.
На величину критической угловой скорости влияют :
Для вала постоянного сечения с равномерно распределенной нагрузкой, равной собственному весу, и свободно лежащего на опорах, которые не воспринимают изгибающих моментов
(6.1)
где - 1,2,3 – ступени критической угловой скорости,
Е – модуль упругости,
- длина вала между опорами,
- момент инерции сечения вала для случая изгиба,
Р и m – вес и масса единицы длины вала.
Угловая скорость карданного вала не должна достигать . Для трубчатого вала с наружным и внутренним диаметром D и d
(6.2)
(6.3)
;(6.4)
(6.5)
Для ГАЗ 3307
D=68 мм =0,068 м;
d=64 мм =0,064м,
= =3120 об/мин. (6.6)
Величина должна быть больше , где максимальное число оборотов карданного вала, составляет
7. Определение допустимого усилия, действующего на игольчатый подшипник
При 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:
, (7.1)
где l – длина вала между опорами, l = 1,850 м;
E – модуль упругости, E = 21011 Н/м2;
I – момент инерции сечения вала;
m – масса единицы длины вала.
Учитывая, что и что (D, d – наружный и внутренний диаметры полого сечения вала, равные 68 мм и 64 мм соответственно), получаем следующую формулу для определения критической угловой скорости:
. (7.2)
Тогда критическая частота вращения карданного вала будет определяться:
. (7.3)
Для нормальной работы карданного вала необходимо, чтобы выполнялось следующее условие nкр (1,15…1,2) nmax. Здесь nmax – максимальная частота вращения карданного вала. Она равна максимальной частоте вращения двигателя, которая для ГАЗ-3307 составляет около 4500 об/мин. Таким образом, nкр не должна быть меньше 4750…5000об/мин. Как видно, это условие выполняется и нормальная работа карданной передачи обеспечена.