Методика расчёта привода трансмиссии автомобиля

Упругий полукарданный шарнир должен центрироваться, иначе балансировка карданного вала может нарушиться.

В основе всех конструкций карданных шарниров равных угловых скоростей лежит единый принцип: точки контакта, через которые передаются окружные силы, находятся в биссекторной плоскости валов.

Для пояснения этого рассмотрим простейшую модель, приведенную на рисунке 12.

Окружная скорость точки контакта О υO = ω1r1; υO = ω2r2, откуда ω1r1 = ω2r2. Подставив в это равенство значения r1 = AOsinα и r2 = BOsinβ получим ω1AOsinα = ω2BOsinβ. Угловые скорости ведущего и ведомого валов равны, если АО = ВО; α = β.

Легко показать, что в этом случае точка О лежит в биссекторной плоскости. Это видно из равенства треугольников ОО'С и OO'D.

Рисунок 12. Схема карданного шарнира равных угловых скоростей

Расчет размеров деталей карданной передачи

Карданный вал. Во время работы карданный вал испытывает изгибающие, скручивающие и осевые нагрузки.

Изгибающие нагрузки возникают в результате неуравновешенности карданного вала, и в некоторой степени пары осевых сил, нагружающих шипы крестовины карданного шарнира. В эксплуатации неуравновешенность может появиться не только в результате механических повреждений карданного вала, но также при износе шлицевого соединения или подшипников карданных шарниров. Неуравновешенность приводит к вибрациям в карданной передаче и возникновению шума. Карданный вал подвергается тщательной динамической балансировке на специальных балансировочных станках. Допустимый дисбаланс зависит от максимального значения эксплуатационной угловой скорости карданного вала и находится в пределах (15... 100) г∙см.

Даже хорошо уравновешенный вал в результате естественного прогиба, вызванного собственным весом, при некоторой угловой скорости, называемой критической, теряет устойчивость; его прогиб возрастает настолько, что возможно разрушение вала.

Пусть в статическом положении ось вала смещена на расстояние е от оси вращения, а при угловой скорости ω получает прогиб f . Тогда при вращении карданного вала возникает центробежная сила

Pu = mв (e + f) ω 2,

где mв — масса вала.

Рисунок 13. Схема для определения критической скорости карданного вала

Центробежная сила уравновешивается силой упругости вала

Ру = си f,

где си — изгибная жесткость.

Поэтому

 или

Если си → mвω2, то f → ∞.

Критическая угловая скорость, вызывающая бесконечно большой прогиб,

,

соответственно критическая частота вращения вала

nкр = 30 ωкр / π

nкр = 30шкр/я,

где си = qвlв / f (qв — вес вала, отнесенный к его длине; lв — длина вала).

Прогиб вала определяется в зависимости от принятой схемы его нагружения. Будем считать карданный вал нагруженной равномерно балкой на двух опорах со свободными концами. Прогиб балки

f = 5qвlв4 / (384EJи),

где E = 2∙105 МПа — модуль упругости первого рода;  — момент инерции поперечного сечения вала (dн и dвн — соответственно наружный и внутренний диаметры вала).

Масса вала определяется из выражения

,

где γ — плотность материала вала.

Подставив значения си и тв, получим выражение для критической частоты вращения вала:

полого

сплошного

Если считать карданный вал балкой с защемленными опорами, то числовой коэффициент в формуле следует принимать большим в 1,5...2,25 раза.

Критическая частота вращения карданного вала должна быть в 1,5...2 раза больше максимальной эксплуатационной. Для повышения критической частоты вращения следует уменьшать длину вала, что особенно эффективно, и увеличивать как наружный, так и внутренний диаметры. Внутренний диаметр трубчатого вала можно увеличивать до определенного предела (лимитирует прочность вала).

Скручивающие нагрузки:

Трубчатый вал изготовляют из малоуглеродистой стали (сталь 15, сталь 20), не подвергая ее закалке. Толщина стенок обычно не превышает 3,5 мм (для автомобилей ВАЗ — 2 мм; КамАЗ —3,5 мм).

Напряжение кручения трубчатого вала

; [τкр] = 100...120МПа.

Приваренные к трубе шлицованный наконечник и вилку изготовляют из легированной или углеродистой конструкционной стали 30, 35Х или 40.

Напряжение кручения сплошного вала

; [τкр] = 300...400 МПа.

При передаче крутящего момента карданный вал закручивается на некоторый угол

где J0 — момент инерции сечения вала (трубчатого , сплошного ); G — модуль упругости при кручении, G = 850 ГПа.

Допускаемый угол закручивания 7...8° на 1 м длины вала.

Скручивающие нагрузки вызывают смятие и срез шлицев вала. Напряжение смятия шлицев от сил, действующих по их среднему диаметру,

, [σсм] = 15…20 МПа

где dш.н, dш.вн — наружный и внутренний диаметры шлицевого конца вала; nш — число шлицев; lш — длина шлица.

Напряжение среза (считая, что шлицы срезаются у основания по диаметру dш.вн; bш — ширина шлица)

 [τср] =25...30 МПа

Осевые нагрузки в карданной передаче возникают в шлицевом соединении при перемещениях, связанных с изменением расстояния между шарнирами, например при колебаниях кузова на рессорах. Исследования показали, что даже при наличии большого количества смазочного материала последний не удерживается на поверхности трения и перемещение в шлицевом соединении происходит в условиях граничного трения. При этом коэффициент трения μ = 0,2, а иногда (при появлении задиров) μ = 0,4. При передаче большого крутящего момента в шлицевом соединении происходит защемление, и карданный вал, по существу, передает тяговое усилие. При этом двигатель, установленный на упругих подушках, продольно смещается в некоторых автомобилях на 10 мм, а иногда и больше. Большие осевые силы (в грузовых автомобилях 20...30 кН) независимо от того, смазано шлицевое соединение или нет, создают дополнительные нагрузки на карданные шарниры, промежуточную опору карданной передачи, а также на подшипники коробки передач и главной передачи. Повышенное трение в шлицевом соединении приводит к быстрому изнашиванию шлицев и к нарушению в связи с этим балансировки карданной передачи.

Осевые силы являются одной из главных причин того, что долговечность карданных передач в 2...3 раза ниже долговечности основных агрегатов автомобиля. Осевая сила

Сечение трубы карданного вала определяют исходя из напряжения на кручение:

τт=16ТmахDн/π(D4н –D4вн),

где τТ — предел текучести материала вала.

2.  Ходовая часть шасси автомобиля

2.1 Подвески автомобиля

Рисунок 14. Кинематические схемы подвесок автомобиля

а — зависимой; б — однорычажной независимой; в — двухрычажной независимой с рычагами равной длины; г — двухрычажной независимой с рычагами разной длины; д — независимой рачажно-телескопической (ВАЗ-2108); е — независимой двухрычажной с торсионом; ж — независимой с продольным качанием.

Передняя подвеска автомобиля ВАЗ-2108

1 - шаровая опора; 2 - ступица; 3 - тормозной диск; 4 - защитный кожух; 5 - поворотный рычаг; 6 - нижняя опорная чашка; 7 - пружина подвески; 8 - защитный кожух; 9 - буфер сжатия; 10 - верхняя опорная чашка; 11 - резиновый элемент верхней опоры; 12 - защитный колпак; 13 - подшипник верхней опоры; 14 - шток; 15 - опора буфера сжатия; 16 - телескопическая стойка; 17 - гайка; 18 - эксцентриковый болт; 19 - поворотный кулак; 20 - вал привода переднего колеса; 21 - защитный чехол шарнира; 22 - наружный шарнир вала; 23 - нижний рычаг; а - стойка с полым поворотным рычагом; б - стойка с цельнометаллическим поворотным рычагом.

Задняя подвеска автомобиля ВАЗ-2108

1. Ступица заднего колеса; 2. Рычаг задней подвески; 3. Кронштейн креплений рычага подвески; 4. Резиновая втулка шарнира рычага; 5. Распорная втулка шарнира рычага; 6. Болт крепления рычага задней подвески; 7. Кронштейн кузова; 8. Опорная шайба крепления штока амортизатора; 9. Верхняя опора пружины подвески; 10. Распорная втулка; 11. Изолирующая прокладка пружины подвески; 12. Пружина задней подвески; 13. Подушки крепления штока амортизатора; 14. Буфер хода сжатия; 15. Шток амортизатора; 16. Защитный кожух амортизатора; 17. Нижняя опорная чашка пружины подвески; 18. Амортизатор; 19. Соединитель рычагов; 20. Ось ступицы: 21. Колпак; 22. Гайка крепления ступицы колеса; 23. Уплотнительное кольцо: 24. Шайба подшипника; 25. Подшипник ступицы; 26. Щит тормоза; 27. Стопорное кольцо; 28. Грязеотражатель: 29. Фланец рычага подвески; 30. Втулка амортизатора; 31. Кронштейн рычага с проушиной для крепления амортизатора; 32. Резинометаллический шарнир рычага подвески.

Анализ и оценка элементов конструкции подвески автомобиля

Рычажно-телескопическая подвеска передних колес автомобиля —качающаяся свеча (рис. 17) обеспечивает незначительные изменения колеи, развала и схождения колес, при этом замедляется изнашивание шин, улучшается устойчивость автомобиля. Подвеска имеет один поперечный рычаг внизу, ее основной элемент — амортизаторная стойка, имеющая верхнее шарнирное крепление под крылом, что обеспечивает большое плечо между опорами стойки. В верхней опоре имеется подшипник, необходимый для исключения закручивания пружины, что могло бы вызвать стабилизирующий момент и дополнительные изгибающие нагрузки. Малые размеры и масса, большое расстояние по высоте между опорами, большой ход также относятся к преимуществам этой подвески. Конструктивные трудности обусловлены нагружением крыла в точке крепления верхней опоры.

Рисунок 17. Расчетная схема рычажно-телескопической подвески

На рисунке 17 показаны силы, действующие в рычажно-телескопической подвеске. По линии еА действует сила Рв, которая может быть разложена на две составляющие силы: Рпр, действующую на пружины, и Qпр, перпендикулярную оси стойки, приложенную в точке А к опоре стойки. Под действием этой силы повышается трение штока поршня в направляющей стойке. В результате ухудшается реагирование подвески на мелкие дорожные неровности.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9