Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Рабочие процессы и основы расчета мобильных и стационарных энергетических средств. Методические указания для выполнения практических занятий и самосто
.pdf
31
Из условия F = Р получаем
./
3
кр
mlcEJ
p
./1012
2224
кр
ldlDn
y = maω2/( сyEJp/l3 - mω2). (3.6)
Из уравнения (3.6) у = ∞ (произойдет разрыв карданного вала),
если знаменатель будет равен нулю. Следовательно, критическая
угловая скорость
(3.7)
Для вала, свободно лежащего в опорах и равномерно нагруженного по длине, с = 100, для вала с защемленными концами с =
= 20. Возьмем с = 100 и из (3.7) для сплошного вала с диаметром D
(Jp = πD4/64, т = lρπD2/4) получим
nкр = 12∙104 D/l2, (3.8)
где D и l даны в м.
Для трубча того вала
Jp = π(D4 – d4)/64, m = lρπ(D2 – d2)/4
и
(3.9)
Рис. 3.5. Зависимость удельного перемещения fc от частоты колебаний п при вибрации:
1 - карданной передачи; 2 - силового агрегата; 3 - силового агрегата с
меньшей жесткостью; А, В, С - резонансные режимы
32
Во избежание разрушения карданного вала необходимо, чтобы
n
соответствующее υ
max
, было в 1,5 - 2 раза ниже, чем nкр. Од-
a max
нако наблюдались поломки карданного вала и удлинителя коробки
передач и в этом случае. Оказалось, что колебаниям (вибрациям)
подвергается не только карданный вал, но и силовой агрегат с карданной передачей. При этом возможно несколько резонансных
форм колебаний. На рис. 6.7 приведена зависимость удельных перемещений fc = f/P (Р - возмущающая сила) от частоты колебаний
п в герцах.
Точки В и С соответствуют резонансным колебаниям силового
агрегата и карданного вала, точка А - резонансным колебаниям
только карданного вала с нулевыми перемещениями по переднему
и заднему шарнирам. Режиму А соответствует уравнение (3.9), но
режим В наступает при меньших частотах.
Из рис. 3.5 видно, что увеличение диаметра карданного вала,
действительно, существенно сдвигает точку А, но не влияет практически на положение точки В. Смещение точки В обеспечивается
повышением жесткости силового агрегата. Рекомендуется обеспечивать n
ниже точки В приблизительно на 600 мин-1 (10 Гц).
max
Полуоси. Полуоси не относятся к карданным передачам, но
как и карданные передачи они входят в трансмиссию и предназначены для передачи крутящего момента на относительно большие
расстояния, обычно от дифференциала к ведущим неуправляемым
колесам при зависимой подвеске (при независимой подвеске крутящий момент на ведущие колеса передается карданными передачами с шарнирами неравных угловых скоростей - на неуправляемые колеса и с шарнирами равных угловых скоростей - на управляемые колеса).
В зависимости от нагрузок, испытываемых полуосями, принято
деление их на полуразгруженные (рис. 3.6, а), на три четверти разгруженные (рис. 3.6, в) и полностью разгруженные (рис. 3.6, б).
Полуразгруженная полуось воспринимает все усилия и моменты,
передаваемые от дороги. На три четверти разгруженная полуось
воспринимает также все усилия и моменты, кроме изгибающих
моментов, которые частично воспринимаются балкой моста. Полностью разгруженная полуось должна передавать только крутя-
33
щий момент. Однако из-за деформации балки, смещения шлицевых концов и других причин возникают напряжения изгиба.
Обычно полностью разгруженные полуоси применяются на грузовых автомобилях.
Полуразгруженную полуось рассчитывают на кручение и из-
гиб так же, как балку моста для трех случаев нагружения: прямолинейного движения, заноса, динамического нагружения. Полуразгруженная полуось обычно разрушается в опасном сечении под
подшипником.
Рис. 3.6. Схемы полуосей:
а - полуразгруженной; б - полностью разгруженной; в - разгруженной на три четверти; G - вертикальная нагрузка на балку моста; R - реакции дороги; Рт - сила тяги
34
При прямолинейном движении рассчитывают: суммарный из-
;
22
и mz
PRbM
МПа.800,1,0/
сл
32
кр
2
исл
dMM
гибающий момент от вертикальной Rz и горизонтальной Рт = φRz
сил (при φ = 0,9)
крутящий момент
Mкр = Pт rк;
сложное напряжение
При заносе вправо рассчитывают изгибающие моменты на пра-
вом и левом колесах:
M
и.л
= R
y.лrк
– R
b, M
z.л
и.пр
= R
y.прrк
+ R
z.пр
b.
При динамическом нагружении рассчитывают: вертикальную
нагрузку
R
z.л
= R
z.прkд
,
где kд = 1,5...3,0 - коэффициент динамичности; горизонтальную
нагрузку
R
z.лkд
φ = R
z.прkд
φ,
где φ = 1;
скручивающую нагрузку
Mкр = R
z.лkдφrк
= R
z.прkдφrк
, τ = Mкр/Wкр, [τ] = 600 МПа.
Шлицы на концах полуоси рассчитывают на срез и смятие при
[τ] = 75 МПа и [σсм] = 200 МПа.
Полностью разгруженную и разгруженную на три четверти полуоси рассчитывают только на кручение и на жесткость.
Разгруженная полуось обычно разрушается в месте начала
шлицов.
Напряжение кручения
τ = Pтrк/(0,2d3).
35
Угол закручивания полуоси
θ = 180 Pтrкl/(πGJp),
где G = 8,5∙104 МПа; Jp = πd4/64 - полярный момент инерции
сечения.
Обычно допускаемый угол закручивания составляет не более
10° на 1 м длины вала.
Материалы, применяемые для изготовления деталей кар-
данных передач. Вилки, крестовины карданных шарниров обыч-
но изготавливают из среднеуглеродистых легированных сталей
18ХГТ, 30Х и других, трубчатые карданные валы - из мало- или
среднеуглеродистых сталей 15, 20, 40. Сплошные карданные валы
в приводе к ведущим управляемым колесам изготавливают из легированной стали.
В последние годы иногда применяют трубчатые карданные валы, изготовленные из композиционных материалов: стеклопластиков, углепластиков или боропластиков, имеющих при той же
прочности в 4 раза меньшую плотность, чем у стали.
Контрольные вопросы:
1. В чем состоят особенности рабочего процесса карданной передачи?
2. Как классифицируют карданные передачи и карданные шарниры?
3. Перечислите требования к карданным передачам. Какими кон-
структивными мероприятиями они обеспечиваются?
4. В чем особенность схемы сил шарнира неравных угловых ско-
ростей?
5. Каковы условия возникновения вибраций карданной передачи и
силового агрегата с карданной передачей? Какие мероприятия
обеспечивают снижение этих вибраций?
6. В чем различие между полуосями: разгруженной, разгруженной
на три четверти и полуразгруженной?
7. Назовите материалы, применяемые для изготовления основных
деталей карданных передач.
36
Практическое занятие №4
Рабочие процессы главных передач и дифференциалов
Рабочий процесс главной передачи аналогичен рабочему процессу коробки передач при включенной передаче. В отличие от
цилиндрических зубчатых колес осевое смещение конических
зубчатых колес нарушает зацепление. Это обстоятельство, а также
значительно более высокие нагрузки при малых габаритных размерах (из-за малых размеров ведущей конической или гипоидной
шестерни) требуют применить, кроме повышения жесткости картера, специальные меры, повышающие жесткость конструкции:
конические радиально-упорные подшипники с предварительным
натягом f0 = 0,02...0,04 мм, что уменьшает осевую деформацию и
результирующую нагрузку на подшипники; упор, закрепленный на
картере, для ведомой конической шестерни, что уменьшает ее деформацию при больших нагрузках на низших передачах; у вершины конуса ведущей шестерни иногда располагают третий подшипник, исключая консольную установку этой шестерни.
Усталостные повреждения зубьев обычно имеют вид «осповидного износа» (питтинга) на боковых поверхностях. Уменьшение износа обеспечивается повышением жесткости конструкции
(допускаются прогибы не более 0,075 мм и только отжим ведомой
конической шестерни до 0,25 мм), точности выполнения профиля
зубьев, качества поверхности зубьев, что также одновременно
снижает и шумность зацепления. Однако ошибки, являющиеся
причиной повышенного шума, обычно ничтожно малы по сравнению с ошибками, являющимися причиной повышенного износа.
Из конических главных передач наиболее распространена передача со спиральным, в большинстве случаев с круговым зубом,
выполненным по дуге окружности, диаметр которой соответствует
диаметру резцовой головки станка. Применение круговых зубьев
обеспечивает уменьшение размеров главной передачи из-за
уменьшения ведущей конической шестерни. Число ее зубьев может быть уменьшено - z = 5…6, а увеличенный угол спирали β
(30...40°) позволяет повысить число зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Это обеспечивает снижение нагрузок на
зубья и повышает их износостойкость.
37
Нагрузки на ведущей конической шестерне (рис. 4.1, а) определяются исходя из того, что суммарную силу, приложенную к зубу конической шестерни, можно разложить, как и в цилиндрических зубчатых передачах, на три взаимно-перпендикулярные силы
Р
, Q1, R1.
1
Окружная сила
Р
= M1/r01,
1
где M1 - крутящий момент, подведенный к главной передаче;
r01 = 0,5rн/sinδ1 - средний радиус шестерни.
Осевая сила:
Q1 = (Р1/cosβ1)(tgα sinδ1 ± sinβ1 cosδ1).
Рис. 4.1. Схема сил для ведущей конической шестерни (а) и
для гипоидной пары (б):
Р - окружная сила; Q - осевая сила; R - радиальная сила; rн - наружный радиус шестерни; β - угол спирали зубьев шестерен; δ - угол образующей конуса
Радиальная сила:
R1 = (Р1/cosβ1)(tgα cosδ1 ± sinβ1 sinδ1).
При расчетах осевой и радиальной сил знак «-» применяют при
разноименных направлениях вращения и спирали, «+» - при одноименных.
Положительным направлением вращения считается вращение
по ходу часовой стрелки, если смотреть со стороны подвода момента М1 от коробки передач (правое вращение). Положительным
направлением спирали считается направление спирали по ходу часовой стрелки, если смотреть от основания конуса к вершине (пра-
38
вая спираль). При правом вращении и левой спирали (см. рис. 4.1,
а) осевая сила на ведущей шестерне направлена к основанию кону-
са, что исключает возможность заклинивания передачи. Поэтому
такое сочетание и применяется в главных передачах автомобилей.
Осевая сила Q, направленная к основанию конуса, исключает
возможность заклинивания конических зубчатых колес. Поэтому
обычно у ведущих конических шестерен применяется левая (вид
от вершины конуса) спираль, что исключает заклинивание при
движении передним ходом.
Нагрузки на ведомом коническом зубчатом колесе (углы за-
цепления α1 = α2, углы спиралей зубьев β1 = β2):
- окружная сила - Р2 = Р1;
- осевая сила - Q2 = R1;
- радиальная сила - R2 = Q1.
Нагрузки на ведущей гипоидной шестерне те же, что и на ве-
дущей конической шестерне (с учетом значения β1), но угол спирали у зубчатого колеса иной, чем у шестерни: β1 ≠ β2 (рис. 4.1, б).
Нагрузки на ведомом гипоидном зубчатом колесе (α1=α2, β1 ≠
≠ β2):
- окружная сила - Р2 = Р1 cosβ2/cosβ1;
- осевая сила - Q2 = (Р1/cosβ1)(tgα sinδ2 ± sinβ2 cosδ2);
- радиальная - сила R2 = (Р1/cosβ1)(tgα cosδ2 ± sinβ2 sinδ2).
Основными достоинствами гипоидной передачи, обеспечивающими ей широкое распространение, являются ее более высокие
прочность и бесшумность по сравнению с конической передачей.
Одинарные главные передачи (цилиндрические, конические,
гипоидные) обычно применяют при передаточных числах менее 5.
Цилиндрическая главная передача применяется при поперечном расположении двигателя в переднеприводных автомобилях и
размещается в общем картере со сцеплением и коробкой передач.
Ведущая шестерня главной передачи устанавливается на ведомом
валу коробки передач. Зубья цилиндрической главной передачи
выполняют прямыми, косыми либо шевронными. КПД такой передачи - не менее 0,98. Иногда приходится применять одну-две
паразитные шестерни либо цепную передачу.
39
а) б) в) г)
Рис. 4.2. Одинарные главные передачи:
а - цилиндрическая; б - коническая; в - гипоидная; е - смещение
оси ведомой шестерни; г - двойная
При продольном расположении двигателя применяют передачи, у
которых ось ведомого вала перпендикулярна оси ведущего вала: конические, гипоидные (рис. 4.2, б, в). На легковых и малых грузовых
автомобилях обычно применяют гипоидные главные передачи.
Двойные главные передачи (рис. 4.2, г) применяют: если заданные
u0 нельзя реализовать в одной паре зубчатых колес; если чрезмерно
велико ведомое зубчатое колесо; для увеличения дорожного просвета
или снижения уровня пола; для снижения нагрузок на дифференциал
и полуоси (разнесенная двойная главная передача).
Расчеты на работоспособность. Расчетный крутящий момент
в главной передаче принимают М
нию колес с дорогой, если М
о.р
крутящий момент двигателя; и
= kдМ
о.р
еmахи1кп
> Моφ. Здесь М
– передаточное отношение ко-
1кп
или по сцепле-
– максимальный
еmах
робки передач на первой передаче; kд = β(uтр + 8)/uтр – коэффициент динамичности, где β - коэффициент запаса сцепления: β =
= M
сц.п/Mеmах
=1,3...1,75 - для легковых автомобилей; β = 1,6...2,5 -
для грузовых автомобилей и автобусов.
При проектном расчете главной передачи выбирают ее схему,
затем числа зубьев зубчатых колес, уточняя значение передаточного числа. При поверочном расчете геометрические параметры
известны.
Изображают схему действующих сил (рис. 4.3 для ведущей конической шестерни) и определяют реакции опор. Методики расчета зубчатых зацеплений, валов на изгиб совместно с кручением,
подшипников такие же, как в курсе «Детали машин».
40
Реакции опор необходимы для расчета напряжений в валах и
,1
2
011
2
1
rQbPbPaR
A
.1
2
011
2
1
rQcPcPaR
B
определения нагрузок на подшипники. И при консольной установке (рис. 4.3, а), и при установке с дополнительной опорой (рис. 4.3,
б) реакции опор А и В для вала ведущей конической шестерни
определяют по следующим зависимостям:
Рис. 4.5. Схема для определения нагрузок на коническую шестерню главной передачи при установках:
а - консольной; б - с дополнительной опорой; А, В - опоры; Р окружная сила; Q - осевая сила; R - радиальная сила; а, b, с - размеры
Для вала ведомого конического зубчатого колеса реакции опор
можно определить по зависимостям для вала ведущей конической
шестерни при подстановке в них соответствующих значений
окружной, осевой и радиальной сил.
Рабочий процесс дифференциала. Автомобильный дифференциал представляет собой трехзвенный планетарный механизм.
Степень влияния дифференциала на эксплуатационные свойства
автомобиля существенно зависит от коэффициента блокировки.
Почти для всех случаев применения необходим симметричный
дифференциал: межколесный, межосевой для автомобилей с колесной формулой 4x4, межтележечный для автомобилей 8х8 и т. д.
Обычно во всех этих случаях применяется трехзвенный планетарный механизм с передаточным числом α = 1 и обычно с кониче-
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]