Реферат: ЗИЛ-130

--PAGE_BREAK--. Эти шарниры могут иметь различные конструкции. Один из вариантов: два шарнира неравных угловых скоростей объединяются общей вилкой. Равенство угловых скоростей должно обеспечиваться делительным рычажком. Однако такое равенство возможно только при равенстве углов g1= g2, что в данной конструкции не соблюдается точно, т.к. при наклоне вала плечо, связанное с левым валом, остается постоянным, а плечо, связанное с другим валом, увеличивается. Поэтому в сдвоенном шарнире с делительным рычажком синхронное вращение соединяемых валов может быть обеспечено только с некоторым приближением. Коэффициент неравномерности сдвоенного шарнира зависит от угла между валами. Например, при g= 300коэффициент неравномерности не превышает 1%, что в 30 раз меньше коэффициент неравномерности шарнира неравных угловых скоростей при этом же <img width=«13» height=«17» src=«ref-1_506747056-195.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033">.

Недостатки:

·         Для двойного шарнира на игольчатых подшипниках характерен значительный износ этих подшипников и шипов крестовины. Это объясняется преимущественно прямолинейному движению автомобиль, где иглы подшипников не перекатываются. Вследствие чего поверхности деталей с которыми они соприкасаются подвержены бринеллированию.
Кулачковый карданный шарнир(Рис.11 и рис.12). Кулачковые шарниры применяются на автомобилях большой грузоподъемности в приводе к ведущим управляемым колесам. Если разделить по оси симметрии кулачковый карданный шарнир неравных угловых скоростей с фиксированными осями качания (так же как у сдвоенного карданного шарнира). Благодаря наличию развитых поверхностей взаимодействующих деталей шарнир способен передавать значительный по величине крутящий момент при обеспечении угла между валами 45 — 500.
  <img width=«29» height=«19» src=«ref-1_506823608-147.coolpic» v:shapes="_x0000_s1105"><img width=«166» height=«100» src=«ref-1_506823755-7465.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">

  <img width=«166» height=«216» src=«ref-1_506831220-18164.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">
КПД кулачковых шарниров ниже, чем КПД других шарниров равных угловых скоростей, так как для их элементов характерно трение скольжения. В эксплуатации наблюдается значительный нагрев, а иногда и задиры деталей шарнира в результате неудовлетворительного подвода смазочного материала к поверхности трения.
     Упругие полукарданные шарниры (рис.14)устанавливаются главным образом в карданных передачах легковых автомобилей, и в зависимости от конструкции угол наклона вала может быть 8 ¸ 100.

Упругий полукарданный шарнир допускает передачу крутящего момента от одного вала к другому, расположенному под некоторым углом, благодаря деформации упругого звена, связывающего оба вала. Упругое звено может быть резиновым (рис.13), резинотканевым или резиновым, усиленным стальным тросом. В последнем случае полукарданный шарнир может передавать значительный крутящий момент и под несколько большим углом, чем в первых двух случаях.

    <img width=«152» height=«157» src=«ref-1_506849384-18389.coolpic» v:shapes="_x0000_s1109"> <img width=«325» height=«220» src=«ref-1_506867773-35196.coolpic» v:shapes="_x0000_s1110">




Достоинства:

·         Снижение динамических нагрузок при резких изменениях частоты вращения (например, при резком включении сцепления);

·         Отсутствие необходимости обслуживания в процессе эксплуатации;

·         Благодаря эластичности такой шарнир допускает небольшое осевое перемещение карданного вала.

Недостатки:

·         Упругий полукарданный шарнир должен центрироваться, иначе нарушиться балансировка карданного вала
Жесткие полукарданные шарниры используют для компенсации неточности монтажа соединяемых механизмов на недостаточно жестком основании. Они допускают угол наклона вала не более 20. В настоящее время на автомобилях применяется крайне редко. Причиной этого являются недостатки, присущие такому шарниру: быстрое изнашивание, трудоемкость изготовления, шум при работе.


      К
арданные шарниры неравных угловых скоростей (асинхронные), имеющие две фиксированные оси качания, используют в карданной передаче при наклоне ведомого вала обычно на угол не более 200. Универсальные шарниры отличаются от простых тем, что в них осевая компенсация осуществляется в самом механизме шарнира, а не в шлицевом соединении.

      Типичная конструкция карданного шарнира неравных угловых скоростей является крестовина с игольчатыми подшипниками, размещенными в колпачках.

      Применяемые в современных автомобилях карданные шарниры неравных угловых скоростей на игольчатых подшипниках удовлетворяют поставленным требованиям при условии, если шарнир имеет рациональную конструкцию, технология производства строго соблюдается, а игольчатые подшипники надежно смазываются.

Недостатки:

·         КПД карданного шарнира зависит от угла g между соединяемыми валами. С увеличением g КПД резко снижается;

·         Надежность и долговечность сильно зависят от качества смазки игольчатого подшипника;

·         Крестовина карданного шарнира должна строго центрироваться
Таким образом, проанализировав различные типы карданных передач и карданных шарниров можно осуществить выбор прототипа карданной передачи, задаваясь следующими требованиями:

1.  Максимальный крутящий момент равен 610 кгс
×
м(I-ая передача)

2.  Nmax = 3500 об/мин.;


3.  gmax = 180;


4.     
l
к
/
п = 2,5 м.


Учитывая, длину карданной передачи и обороты двигателя целесообразно применить простую двухвальную карданную передачу с одной промежуточной опорой и тремя шарнирами. Карданные шарниры неравных угловых скоростей в данном случае будут предпочтительнее, во первых, угол g позволяет применение данных шарниров, во вторых, применение шарниров равных угловых скоростей приведет к серьёзному удорожанию конструкции.

      На автомобиле ЗИЛ-130 применяется именно такая же карданная передача, поэтому имеет смысл в качестве прототипа взять карданную передачу автомобиля ЗИЛ-130, без каких-либо изменений и произвести проверочный расчет на возможность передачи возросшего крутящего момента.
2. Проверочный расчет карданной передачи
      Карданная передача имеет два вала – основной и промежуточный – и три жестких карданных шарнира на игольчатых подшипниках.

      По своей кинематической характеристике карданная передача автомобиля   ЗИЛ-130 простая, с шарнирами неравной угловой скорости. Карданная передача рассчитывается на прочность, долговечность, жесткость и критическое число оборотов вала.

Проверочный расчет карданной передачи производится в следующей последовательности:

1.  Устанавливается нагрузочный режим.

2.  Определяется максимальное напряжение кручения и угол закручивания карданного вала.

3.  Определяется осевая сила, действующая на карданный вал.

4.  Проводится оценка неравномерности вращения карданного вала и инерционного момента, возникающего от неравномерности вращения.

5.  Рассчитывается крестовина карданного шарнира.

6.  Рассчитывается вилка карданного вала.

7.  Определяются допустимые усилия, действующие на игольчатый подшипник.

8.  Определяется критическое число оборотов карданного вала.

9.  Проводится тепловой расчет карданного шарнира.
2.1.Нагрузочные режимы карданной передачи.
      На карданные валы действует крутящий момент, передаваемый от коробки передач, и осевые силы, возникающие при колебаниях ведущего моста на рессорах. При увеличении скорости вращения могут возникнуть поперечные колебания карданного вала. Поперечный изгиб вала происходит за счет центробежных сил, возникающих вследствие несовпадения оси вращения вала с его центром тяжести. Несовпадение может иметь место за счет неизбежных неточностей изготовления, прогиба вала под действием собственного веса и других причин.
2.2.Расчет карданного вала
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 ЗИЛ-130(полый).

   Наружный диаметр вала D=75 мм.

   Внутренний диаметр вала d=70 мм.

   Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
<img width=«139» height=«44» src=«ref-1_506902969-430.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036"><img width=«171» height=«44» src=«ref-1_506903399-466.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">
   Максимальное напряжение кручения вала определяется по формуле:
<img width=«115» height=«49» src=«ref-1_506903865-383.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038"><img width=«147» height=«44» src=«ref-1_506904248-383.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">кгс/см2 =460 МПа
[<img width=«13» height=«15» src=«ref-1_506904631-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">] = 300<img width=«13» height=«13» src=«ref-1_506904818-178.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">
400
МПа
Расчет вала на угол закручивания
    Величина угла закручивания вала определяется по формуле:
<img width=«124» height=«49» src=«ref-1_506904996-433.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042"><img width=«216» height=«44» src=«ref-1_506905429-515.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">120
где: G— модуль упругости при кручении, G= 850000 кг/см2

        Lкр — момент инерции сечения вала при кручении для полого вала
<img width=«39» height=«25» src=«ref-1_506905944-221.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044"><img width=«96» height=«44» src=«ref-1_506906165-347.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045"><img width=«147» height=«44» src=«ref-1_506906512-423.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046"> см2
          L— длина карданного вала моста,  равна 142,5 см

  Величины углов закручивания составляют при Кд = 1     от 3 до 90на метр длины вала.

[<img width=«17» height=«19» src=«ref-1_506906935-203.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">]= 7<img width=«13» height=«13» src=«ref-1_506904818-178.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">80
2.3.Определение осевой силы действующей на карданный вал
Кроме крутящего момента, на карданный вал действуют осевые силы Q, возникающие при перемещениях ведущего моста.
Рис.15. Схема качения заднего моста при движении автомобиля.

1 – ведущий вал А; 2 и 4 – вилки карданного вала; 3 –

карданный вал В; 5 – ведомый вал С; a— угол поворота

вала А, b— угол поворота вала В, j— угол поворота

вала С, g
1и g
2– углы наклона между валами А, Ви С.
Задний мост при движении автомобиля (рис.15) по неровностям совершает качание относительно оси серьги рессоры (точка О) по радиусу R1 . Карданный вал заднего моста колеблется вокруг точки О
2по радиусу R2.

Вследствие неравенства радиусов R1иR2совершаются осевые перемещения карданного вала.

Величина осевого перемещения на преобладающих режимах эксплуатации составляет 2 — 5мм.

Величина осевой силы Qдействующей на карданный вал при колебаниях автомобиля определяется по формуле:
<img width=«101» height=«47» src=«ref-1_506907316-393.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">
где Dши dш— диаметры шлицев по выступам и впадинам;

<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">  — коэффициент трения в шлицевом соединении.

Коэффициент<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">зависит от качества смазки:

при хорошей смазке<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">=0,04 – 0,6;  при плохой смазке<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">=0,11 – 0,12.

В случае заедания при недостаточной смазке величина<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">=0,4 – 0,45.

Для шлицевого соединения карданного вала автомобиля ЗИЛ-130      Dш= 62 ммdш= 54мм.

Тогда величины осевой силы будут составлять:

при хорошей смазке — <img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">=0,05,
<img width=«183» height=«41» src=«ref-1_506908861-444.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">=1050кгс;


при плохой смазке — <img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">=0,115,
<img width=«189» height=«41» src=«ref-1_506909497-452.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">=2400кгс;
при заедании — <img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">=0,45,
<img width=«183» height=«41» src=«ref-1_506910141-450.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">=9480кгс;
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).
2.4.Оценка неравномерности вращения карданных валов.
Схематично карданная передача ЗИЛ-130представлена на рис.

Для одиночного карданного шарнира соотношение между углами<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">и<img width=«16» height=«21» src=«ref-1_506910785-203.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062"> (см. рис.15) может быть представлено выражением:

<img width=«113» height=«23» src=«ref-1_506910988-331.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">

Дифференцируя, получим:

<img width=«151» height=«45» src=«ref-1_506911319-459.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">,

<img width=«64» height=«41» src=«ref-1_506911778-296.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">,   <img width=«63» height=«41» src=«ref-1_506912074-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">

<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912378-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"> — угловая скорость вала А;    <img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912588-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> — угловая скорость вала В.

Отношение

<img width=«67» height=«47» src=«ref-1_506912799-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">, в то же время <img width=«135» height=«48» src=«ref-1_506913137-452.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">.

Представим

<img width=«241» height=«48» src=«ref-1_506913589-543.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">

Умножим правую часть на <img width=«49» height=«24» src=«ref-1_506914132-241.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> тогда

<img width=«161» height=«48» src=«ref-1_506914373-446.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073"> отсюда получим:

<img width=«195» height=«48» src=«ref-1_506914819-524.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">

Отсюда следует, что<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912378-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">=<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912588-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">только когда<img width=«43» height=«23» src=«ref-1_506915764-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">, в общем случае<img width=«44» height=«23» src=«ref-1_506915980-229.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">, т.е. при равномерной скорости вращения вала Авал Вбудет вращаться неравномерно.

Величина разности между значениями<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912378-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">и<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912588-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">зависит от угла между валами <img width=«17» height=«23» src=«ref-1_506916630-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">

Задаваясь углом поворота вала А, можно оценить неравномерность вращения валaВпри постоянном угле между валами <img width=«17» height=«23» src=«ref-1_506916630-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">,

при<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">=0                при<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">=2700

<img width=«105» height=«45» src=«ref-1_506917420-321.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">;         <img width=«100» height=«23» src=«ref-1_506917741-299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">;

при<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">=900                при<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">=3600

<img width=«100» height=«23» src=«ref-1_506917741-299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">;          <img width=«105» height=«45» src=«ref-1_506917420-321.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">;

  при<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">=3600

<img width=«100» height=«23» src=«ref-1_506917741-299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">;
Угловая скорость вторичного вала для а\м ЗИЛ-130при движении на первой передаче с   Мmax(n= 1700 об/мин)
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_506919541-169.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093"><img width=«73» height=«41» src=«ref-1_506919710-310.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094"><img width=«97» height=«40» src=«ref-1_506920020-318.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">24 1/сек.

Построим график (рис.16) колебаний угловой скорости карданного вала заднего моста (В)в зависимости от поворота ведущего вала Аи угла<img width=«17» height=«23» src=«ref-1_506916630-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">.

Примем угол перекоса валов Аи Вблизким к максимальному <img width=«75» height=«25» src=«ref-1_506920539-252.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">.



<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_506910591-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">,град.

<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912378-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">,1/
сек.

<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912588-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">при<img width=«51» height=«24» src=«ref-1_506921406-233.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">,1/
сек



24

25,1

90

24

23

180

24

25,1

270

24

23

360

24

25,1


<img width=«112» height=«196» src=«ref-1_506921639-734.coolpic» v:shapes="_x0000_s1112 _x0000_s1111">  

<img width=«396» height=«222» src=«ref-1_506922567-48145.coolpic» v:shapes="_x0000_s1114">
<img width=«416» height=«9» src=«ref-1_506970712-275.coolpic» v:shapes="_x0000_s1115">


Рис.16. График зависимости угловой

скорости валаВ<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912588-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104"> от угловой

скорости валаА<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912378-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105"> и угла

 перекоса валов.
Соотношение между углами поворота вала Ви Симеет вид:

<img width=«115» height=«23» src=«ref-1_506971408-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">.

Докажем, что<img width=«23» height=«23» src=«ref-1_506912378-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">=<img width=«24» height=«24» src=«ref-1_506971956-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">при<img width=«49» height=«23» src=«ref-1_506972166-234.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">. Учитывая положение вилок вала Ви смещение ведущих вилок Iи IIна 900, друг относительно друга, получим, отсчитывая угол поворота от положения вала А,

<img width=«199» height=«23» src=«ref-1_506972400-447.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">

или

<img width=«129» height=«23» src=«ref-1_506972847-347.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">,

<img width=«112» height=«44» src=«ref-1_506973194-369.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112">;<img width=«113» height=«23» src=«ref-1_506973563-320.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">,

<img width=«124» height=«51» src=«ref-1_506973883-473.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">

Отсюда

при <img width=«49» height=«23» src=«ref-1_506972166-234.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">,<img width=«69» height=«19» src=«ref-1_506974590-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">,<img width=«43» height=«17» src=«ref-1_506974855-230.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">.

При движении а\м из-за неравномерности вращения вал Вбудет дополнительно нагружаться инерционным моментом

<img width=«168» height=«44» src=«ref-1_506975085-492.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">

где I
A, I
B— моменты инерции вращающихся частей, приведенные соответственно

к валам Аи В.
2.5.Расчет крестовины карданного шарнира
На шип крестовины карданного шарнира действует сила Р.

Величина силы Ропределяется по формуле:

<img width=«69» height=«43» src=«ref-1_506975577-314.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119"><img width=«85» height=«36» src=«ref-1_506975891-298.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">7821,6кгс,

где R— расстояние от оси крестовины до середины шипа, R= 39 мм.

  Сила Рдействует на шип крестовины, вызывая его смятие, изгиб и срез. Напряжение смятия не должно превышать 800кгс/см2,                      напряжение изгиба — 3500 кгс/см2,

напряжение среза — 1700 кгс/см2.

Напряжение смятия определяется по формуле:

<img width=«92» height=«41» src=«ref-1_506976189-306.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121"><img width=«75» height=«43» src=«ref-1_506976495-336.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">=1040кгс/см2
где d— диаметр шипа, d= 3,05 см

    l— длина шипа, l= 2,5 см

   Напряжение изгиба:

<img width=«95» height=«38» src=«ref-1_506976831-317.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123"><img width=«91» height=«38» src=«ref-1_506977148-335.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">=3480кгс/см2

для шипа

<img width=«61» height=«37» src=«ref-1_506977483-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125"><img width=«95» height=«37» src=«ref-1_506977738-292.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">=2,8кгс/см2

Напряжение среза

<img width=«69» height=«36» src=«ref-1_506978030-287.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127"><img width=«89» height=«35» src=«ref-1_506978317-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">=1080кгс/см2

Силы Р, приложенные к шипам, дают равнодействующие N, вызывающие напряжение на разрыв в сечении II-II.

Напряжение на разрыв крестовины определяется по формуле:

<img width=«80» height=«40» src=«ref-1_506978665-286.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129"><img width=«104» height=«39» src=«ref-1_506978951-337.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">=760кгс/см2

Площадь F сечения определяется из чертежа (А-А).

<img width=«83» height=«24» src=«ref-1_506979288-295.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">

2.6.Расчет вилки кардана.
<img width=«326» height=«192» src=«ref-1_506979583-971.coolpic» v:shapes="_x0000_s1116">


<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_s1117">


<img width=«29» height=«29» src=«ref-1_506980746-215.coolpic» v:shapes="_x0000_s1118">
Рис.17. График зависимости коэффициента<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">от<img width=«29» height=«38» src=«ref-1_506981153-236.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">
Сечение лапы вилки находится под одновременным воздействием изгиба и кручения.

Сечения лапы вилки выполнено близким к прямоугольному.

Моменты сопротивления на изгиб для сечений вилки определяется по формулам:

 относительно оси Х — Х

<img width=«76» height=«44» src=«ref-1_506981389-309.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">

относительно оси V — V

<img width=«76» height=«44» src=«ref-1_506981698-308.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">

Моменты сопротивлений кручению:

при определении напряжений в точках 1 и 3

<img width=«71» height=«25» src=«ref-1_506982006-276.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">

      при определении напряжений в точках 2 и 4

<img width=«72» height=«25» src=«ref-1_506982282-284.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">

<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138"> — коэффициент, зависящий от отношения сторон прямоугольника и определяемый по

этому отношению из диаграммы (рис.17).
Для крестовины ЗИЛ-130а= 60 мм, b= 27 мм, n= 2,22 ,<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_506907709-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">= 0,25

Плечи сил равны (см.КП 00.00.00  РЧ) с= 25 мм, m= 26,2 мм, R = 39 мм.

Напряжение изгиба в точках 2и 4

<img width=«75» height=«41» src=«ref-1_506982950-303.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">=<img width=«52» height=«41» src=«ref-1_506983253-294.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">=<img width=«95» height=«41» src=«ref-1_506983547-350.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142">=1200кгс/см2

напряжение изгиба в точках 1и 3

<img width=«75» height=«41» src=«ref-1_506983897-300.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143"><img width=«51» height=«41» src=«ref-1_506984197-291.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144"><img width=«93» height=«38» src=«ref-1_506984488-346.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">=2670кгс/см2

напряжение кручения в точках 2и 4

<img width=«60» height=«45» src=«ref-1_506984834-318.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146">=<img width=«60» height=«44» src=«ref-1_506985152-305.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">=<img width=«88» height=«43» src=«ref-1_506985457-405.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">=845кгс/см2

напряжение кручения в точках 1 и3

<img width=«61» height=«40» src=«ref-1_506985862-300.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149"><img width=«60» height=«37» src=«ref-1_506986162-290.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150"><img width=«95» height=«40» src=«ref-1_506986452-396.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">=1980кгс/см2
Наибольшие результирующие напряжения определяются по напряжениям изгиба и кручения, возникающим в одной и той же точке. В точках 1и 3

<img width=«163» height=«38» src=«ref-1_506986848-430.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152"><img width=«152» height=«38» src=«ref-1_506987278-379.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">=2300кгс/см2

в точках 2 и 4.

<img width=«160» height=«40» src=«ref-1_506987657-429.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154"><img width=«144» height=«40» src=«ref-1_506988086-365.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">=1044кгс/см2

Величины допускаемых напряжений в выполненных конструкциях (500 — 1500) кгс/см2

7.Определение допустимого усилия, действующего на игольчатый подшипник.
<img width=«100» height=«48» src=«ref-1_506988451-395.coolpic» v:shapes="_x0000_s1119">
            Допустимое усилие определяется по формуле:

где <img width=«13» height=«18» src=«ref-1_506988846-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">-число роликов или иголок;

       <img width=«11» height=«19» src=«ref-1_506989034-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">-рабочая длина ролика, см;

       d– диаметр ролика, см;

<img width=«108» height=«45» src=«ref-1_506989222-341.coolpic» v:shapes="_x0000_s1120">
      <img width=«21» height=«23» src=«ref-1_506989563-203.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158">-число оборотов шипа в минуту,

 g— угол между осями карданных валов;

g— может достигать <img width=«52» height=«22» src=«ref-1_506989766-236.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159">, примем g=<img width=«24» height=«21» src=«ref-1_506990002-197.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160">;

k— поправочный коэффициент, учитывающий твердость.

      При твердости поверхностей качения шипа крестовин корпуса подшипника и самих роликов, составляющих по Роквеллу HRC
=59-60, k=1.

      Для автомобиля ЗИЛ-130:

где <img width=«9» height=«17» src=«ref-1_506990199-185.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161">=64 шт.                              Ммах=82 кгм

<img width=«11» height=«19» src=«ref-1_506989034-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162">=15 мм                             при n=1700 об/мин

d=2,58 мм                          <img width=«12» height=«23» src=«ref-1_506990572-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">=7,44

<img width=«280» height=«39» src=«ref-1_506990766-540.coolpic» v:shapes="_x0000_s1121">
g=<img width=«24» height=«21» src=«ref-1_506990002-197.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">                                    k=1
<img width=«220» height=«39» src=«ref-1_506991503-487.coolpic» v:shapes="_x0000_s1122">
Тогда <img width=«24» height=«25» src=«ref-1_506991990-213.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165"> будет равно

2.8.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 <img width=«25» height=«25» src=«ref-1_506992203-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166"> влияют :

a)  характер защемления вала в опорах,

b)  величины зазоров в соединениях и подшипниках,

c)  несносность деталей,

d)  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

<img width=«328» height=«59» src=«ref-1_506992419-811.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167">
где   <img width=«12» height=«23» src=«ref-1_506993230-193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168"> — 1,2,3 – ступени критической угловой скорости,

          продолжение
--PAGE_BREAK--