Maksimal drivlinjevinkel. Bestemmelse af den tilladte kraft, der virker på et nåleleje. Kardantransmission med ulige hastighedsled

Fuld tekstsøgning:

Hjem > Kursusopgaver >Transport

Indledning 3

Da griberen 100 er fast fastgjort til griberens aksel 53, følger den både frem- og tilbagegående og rotationsbevægelse. Denne ellipse-lignende kurve repræsenterer den påkrævede bane, som griberspidsen 118 skal bevæge sig med nålen 101 for at danne den ønskede stingtype 401. Det vil sige, at midtpunktet 147 er placeret uden for stigningsdiameteren af ringgearet.

Et hvilket som helst antal justerbare fastgørelseselementer såsom en stilleskrue, klemme osv. kan bruges. Det samme kan siges for alle elliptiske kurver fremhævet af udgangsmidterpunktet 147 af kuglemidlet. Balancering af de modulære kardanorganer blev udført med det formål enten at minimere eller bedste tilfælde eliminere indflydelsen af inertikræfter på kvaliteten af systemets drift. Det har vist sig, at den udstrækning, i hvilken uløste inertikræfter kan minimeres eller elimineres, vil afhænge af den specifikke vej, langs hvilken arbejdet udføres.

1. Oversigt over designs 5

1.1. Grundlæggende krav til kardandrev og deres klassificering. 5

1.2. Cardan transmission med uens hængsler vinkelhastigheder 8

1.3. Kardandrev med led med konstant hastighed. 15

1.4. Materialer i kardantransmissionens hoveddele 26

1.5. Valg af prototype 26

Hvis inertikræfter i et system ikke er blevet løst, kan deres tilstedeværelse føre til svingninger og lastvendinger, som igen kan forårsage øget belastning i elementer og kollisioner mellem løst monterede elementer. Resultatet af dette er mere høje niveauer støj og slid og reduktion af udmattelsesslid af belastede elementer.

Afbalancering af systemet kan foretages fra to forskellige retninger. Den første tilgang er på det teoretiske niveau, som forsøger at forudsige tilstanden af de uløste inertikræfter og udvikle deres løsninger forud for selve fremstillingen af komponentdelene. Den anden metode bruger faktiske dele og analyserer deres uløste inertikræfter på grund af fremstillingstolerancer, for eksempel ved hjælp af en afbalanceringsmaskine. Denne anden metode er naturligvis velkendt inden for teknikken og vil derfor ikke blive diskuteret yderligere.

2. Testberegning af kardantransmissionen på GAZ-2410-bilen 28

2.1. Belastningstilstande 28

2.2. Bestemmelse af vridningsspænding og vridningsvinkel kardan skaft 29

2.3. Bestemmelse af den aksiale kraft, der virker på kardan skaft 30

2.4. Vurdering af ujævn rotation og inertimoment 31

2.5. Beregning af kardanledtværstykket 35

Ved hjælp af en teoretisk tilgang er det muligt at udvikle en teoretisk model af Cardan-transmissionsenheden. I denne særlige model, ved at forstå de uløste inertikræfter, kan man gøre smart valg lejer og udvælgelse og fordeling af materialer for at opnå rimelige spændingsniveauer. Derudover kan en masse af forskellige elementer opløses for at løse inertikræfter. Det første trin i udviklingen af en teoretisk model er at etablere kardantransmissionssystemets driftstilstand og funktion.

For eksempel er de forskellige stier lige, spiralformede, elliptiske eller en kombination af spiralformede og elliptiske. Før det faktiske design er bevægelsen af midlerne til at udføre arbejdet således fast eller bestemt. Dermed er det geometriske forhold mellem Cardan-gearelementerne etableret. For at lette udviklingen af en matematisk model gøres der flere antagelser vedr fysiske egenskaber det pågældende system. For det første betragtes alle elementer i mekanismen som stive. Afbøjningseffekter anses for at være ubetydelige med hensyn til deres indvirkning på inertibalancering.

2.6. Beregning af kardangaflen 37

2.7. Bestemmelse af den tilladte kraft, der virker på et nåleleje 39

2.8. Beregning af den kritiske hastighed af drivakslen 40

2.9. Termisk beregning af kardanleddet 41

Konklusion 47

Litteratur 49

Udfør en testberegning af kardantransmissionen på GAZ-2410 Volga-bilen med en stigning i det transmitterede drejningsmoment med 1,5 gange.

For det andet anses den naturlige frekvens af alle elementer for at være højere end den normale driftsfrekvens for kardanmekanismen. For det tredje er massen af forskellige mekaniske komponenter koncentreret. Det er således kun nogle få diskrete punkter, der skal analyseres dynamisk. Naturligvis består koaguleret af en koncentration af alle de elementer, der er samlet i dets tyngdepunkt. Til sidst den vigtigste vinkelhastighed indgangsaksel drivakslen holdes konstant.

Derefter analyseres de dynamiske inertikræfter i selve hovedgruppen. Disse kræfter overlejres derefter i en anden basisgruppe, og denne gruppe er afbalanceret. De resulterende kræfter påføres derefter den tredje basisgruppe, som i sidste ende er afbalanceret. Den anden grundlæggende gruppe inkluderer det lille håndsving eller 506 tandhjul og alt, hvad der følger med. Den tredje basisgruppe dækker hovedhåndsvinget eller hovedhåndsvinget Drivaksel 508 og alle elementer lavet på denne måde. I hver af disse grundgrupper er masserne koncentreret på en sådan måde, at de bevarer de samme inertiegenskaber som den faktiske gruppe.

Introduktion

En bil spiller en vigtig rolle i en persons liv. Næsten fra dets opfindelses øjeblik indtog den straks en af de førende steder i den nationale økonomi. Bilindustrien udvikler sig i et meget hurtigt tempo. De mest avancerede teknologier bruges i produktionen af biler.

Det skal bemærkes, at et karakteristisk træk ved bilproduktion, især for nylig, er dens fokus på en bestemt forbruger. Takket være dette vises et stort antal modifikationer af den samme grundmodel, der adskiller sig i et lille antal parametre. Denne tendens er især tydelig i udenlandske virksomheder, hvor bilens udstyr kan bestemmes af køberen. Dette er ikke typisk for den indenlandske bilindustri, og især for produktionen af personbiler. Selvom mange "familier" af biler for nylig er dukket op (som for eksempel på Volzhsky Automobile Plant), er der stadig et betydeligt antal ældre modeller. Under disse forhold bliver "genfremstillingen" af maskiner relevant. Ejeren foretager selvstændigt ændringer i bilens design og forsøger at tilpasse den så meget som muligt til driftsforholdene. Dette kan være en ændring i kropstype, installation af en ny enhed til erstatning for en gammel, der har opbrugt sin levetid og adskiller sig fra sidstnævnte i en række indikatorer osv. Ændringer i bilens originale design medfører en ændring i driftstilstande og belastninger på dens komponenter. Nye driftsbetingelser vil afvige fra dem, der blev fastsat ved design af køretøjet. Derfor er der behov for at kontrollere ydeevnen af køretøjskomponenter i disse nye tilstande.

Alt dette fører til en forenklet teoretisk model af en kardanmekanisme, hvor flere koncentrerede masser med et vist positionsforhold til hinanden repræsenterer den virkelige mekanisme. Imidlertid er hoveddrivakslen 508 og tandhjulsakslen 506 orienteret i forhold til det lokale koordinatsystem. Vinkel 510 repræsenterer mængden af skævhed. Dette involverer at bruge en koordinattransformation til at flytte fra et system til et andet.

Begge koordinatsystemer er faste og bevæger sig ikke på nogen måde i forhold til nogen af kardangearelementerne, når de bevæger sig gennem driftscyklussen. Både globale og lokale koordinatsystemer har deres oprindelse i midten 512 af hovedlejeorganerne. De foreslåede planer, hvori de forskellige grundkomponenter opererer, er defineret af de to akser i et givet koordinatsystem. Med den accepterede teoretiske model kan der udvikles matematiske ligninger, der bestemmer dens kinematiske egenskaber.

Formålet med dette arbejde er at udføre en testberegning af kardantransmissionen af GAZ-2410-køretøjet med en stigning i det transmitterede drejningsmoment. Stigningen i overført drejningsmoment kan forklares ved at installere en anden gearkasse med højere gearforhold eller installere en ny motor. Sidstnævnte støder man ofte på i praksis. Den gamle motor kunne helt have opbrugt sin levetid, og en ny med højere ydeevne kunne installeres i stedet. Behovet for, at motoren udvikler mere drejningsmoment, kan være forårsaget af behovet for at overvinde større modstand under kørslen (betjening af et køretøj med øget belastning på grund af karrosseriændringer, brug af en ikke-standard anhænger osv.), eller ønsket om at forbedre accelerationsegenskaber. Hvis der er væsentlige ændringer i motoregenskaberne, er det nødvendigt at kontrollere kardantransmissionens ydeevne under nye driftsforhold, da den på grund af dens parametre muligvis ikke er i stand til at overføre øget drejningsmoment. I dette tilfælde vil det være nødvendigt at ændre dets design.

Da inertikræfterne af gribeorganet 500 og andre komponenter i den første hovedgruppe ikke let kan balanceres i sig selv, overføres belastningen til gearakslen. Dets punkt med koncentreret masse er repræsenteret i disse kraftinteraktioner svarende til to d536 og 538 og et kraftoverførende organ. Sløjferens inertibelastningselement 500 overføres gennem et kraftpunkt, det vil sige kraftoverførselsorganet 504 og to dobbelthastighedsorganer, der simulerer en gearakselunderstøtning eller en lille krumtap.

Formålet med arbejdet er ikke kun at kontrollere ydeevnen af kardantransmissionen med en stigning i det transmitterede drejningsmoment og at foreslå ændringer i dens design i tilfælde af utilfredsstillende resultater. Der foretages også en analyse af eksisterende konstruktioner, som indebærer et detaljeret og dybtgående kendskab til enheder og enheder, der i design ligner designobjektet, med de seneste resultater på dette område, med udsigterne til udviklingen af konstruktionerne der er tale om. Det er også vigtigt at beherske og øve teknikker til kontrol af beregninger af køretøjsenheder og systemer, når driftsforholdene ændrer sig, som kan bruges i fremtidige aktiviteter.

524-ringgearet betragtes ikke som en kraft af interaktionskraft i kinematisk analyse og tjener kun som hjernestop for gearakslen. Fordi gearet 506 er udkraget og på grund af den begrænsede plads, er det ikke let at afbalancere de uløste inertikræfter i to planer. Derfor udføres den matematiske analyse af den lille håndsving i ét plan. Den foldede masse af dobbelthastighedsakslen og selve drivakslen forsømmes på dette tidspunkt, da de ligger på rotationslinjen.

1. Gennemgang af designs

Kardantransmissioner bruges i biltransmissioner til strømforbindelse af mekanismer, hvis aksler ikke er koaksiale eller er placeret i en vinkel, og deres relative position kan ændre sig under bevægelse. Kardandrev bruges også til at drive hjælpemekanismer, såsom spil. Nogle gange er rattet forbundet med styremekanismen ved hjælp af en kardantransmission. Kardantransmissionen består af tre hovedelementer: Kardanled, aksler og deres understøtninger.

Tre kinematiske positionsforhold kan udvikles til støtteaksler 506, kontravægt og punkter 518 og 520 med klumpede punkter og med hensyn til interaktion arbejdsstyrke. Disse tre forhold bestemmer entydigt forholdet mellem de uafhængige variable og de afhængige variable. En anden kinematik, som løkkeren betyder, er forholdet mellem rotation i forhold til den uafhængige variabel for fuldstændigt at definere dette undersystem. Vinklen 528 bestemmer størrelsen af denne rotation.

Vinkel 544 definerer vinkelforholdet mellem gear 506 og den lokale koordinat. Dette forhold er fanget af begrænsningen af gear 546 og indgreb med gear 524. Den første afledte af disse fire forhold vil give den bekymringsfulde hastighed. Den anden afledede vil producere accelerationer af disse punkter. Det er klart, at alle udviklede masser og geometriske sammenhænge er etableret i en generel form, hvilket gør det muligt at foretage ændringer i enhver variabel for at optimere systemet.

1.1. Grundlæggende krav til kardandrev og deres klassificering.

Følgende grundlæggende krav gælder for cardantransmissioner:

transmission af drejningsmoment uden at skabe ekstra belastninger i transmission (bøjning, vridning, vibration, aksial);

evnen til at overføre drejningsmoment, der sikrer ensartede vinkelhastigheder af drivaksler og drevne aksler, uanset vinklen mellem de tilsluttede aksler;

Det vil sige, at gearakslen 506 anses for at være afbalanceret omkring sin hovedakse. at når momentet omkring gearakslen 506 er nul, roterer en konstant resulterende vektorkraft radialt omkring hovedakslen ved hovedakslernes vinkelhastighed. Inertikraftanalysen af hovedakslen 508 udføres i to planer. Det første trin i at løse hovedakslens inertikræfter er at overføre alle de resulterende kræfter fra akselgearet 506 til dob536, og disse kræfter vil virke på hovedakslen 508 i lige store mængder, men modsat retninger, når alle kræfterne og momenterne, der virker på hovedakslen 508 i midten 512 af hovedlejet 514 i to planer, er nul, kan hovedakslen betragtes som både statisk og dynamisk afbalanceret.

høj effektivitet;

lydløshed;

generelle krav til komponenter transmission – pålidelig transmission af drejningsmoment, minimalt inertimoment, god varmeafledning fra friktionsoverflader.

For at opfylde disse krav under forskellige driftsforhold for forskellige køretøjer er der forskellige drivakseldesigns.

Fordi de overførte og inertikræfter, der virker på hovedakslen 508, forbliver konstante gennem driftscyklussen, skal hovedakslen kun afbalanceres i én position. Hovedakslens kontravægtmasse 530 kan justeres uafhængigt i to afbalanceringsplaner. Det skal bemærkes, at punkt 542 rager ind i sidens plan. Flere vigtige aspekter fremgik af denne analyse. Først skal det bemærkes, at kontravægtmassen, for eksempel 520, kan reduceres og placeres længere fra rotationsaksen og stadig bevare sin inertiligevægt.

Lukkede kardandrev. For biler, hvor reaktionsmomentet på bagakslen opfattes af et rør, er kardandrevet placeret inde i røret. Nogle gange tjener dette rør også til at overføre skubbekræfter. Da længden af drivakslen i dette design ikke ændres med relative bevægelser af karosseriet og bagakslen, er der ingen kompenserende (teleskopisk) forbindelse i en drivaksel af denne type, og der anvendes kun et kardanled. I dette tilfælde kompenseres den ujævne rotation af drivakslen til en vis grad af dens elasticitet. Diagrammet for en sådan transmission er vist i figur 1, a. Der er designs personbiler, hvor forbindelsen mellem gearkassen og hoveddrevet udføres af en torsionsaksel, og der er ingen kardansamlinger. Dette er muligt på biler, hvor hovedgearet er installeret i karosseriet (Volvo 600). Imidlertid er de ovenfor beskrevne drivlinjedesign ikke almindelige.

Denne kendsgerning kan bruges på gearakslen 506 til at reducere de konstante inertikræfter til en mindre mængde og derved minimere belastningen på de dobbelte hastighedslejer. Resultatet af dette er mere langsigtet lejetjenester og mere lavt niveau stress i de relevante dele. For det andet er det ud fra denne analyse indlysende, at der ikke er behov for at afbalancere gearakslen i to planer, i stedet kræves der kun statisk balancering. Den resulterende balancetilstand på hovedakslen 508 er den samme, uanset om gearakslen 506 er dynamisk afbalanceret eller ej.

Åbne kardantransmissioner. (Figur 1, b) For biler, hvor reaktionsmomentet opfattes af fjedre eller reaktionsstænger, skal kardandrevet have mindst to hængsler og en kompenserende forbindelse, da afstanden mellem hængslerne ændres under bevægelse. To-, tre- og flerledstransmissioner bruges (sidstnævnte er relativt sjældne). På køretøjer med lang akselafstand med stor afstand mellem enhederne anvendes kardantransmissioner, der består af to aksler - en mellemliggende og en hoved. Dette er nødvendigt på grund af det faktum, at brugen af en lang aksel kan føre til farlige sidevibrationer som følge af sammenfaldet af dens kritiske vinkelhastighed med den operationelle. En kort aksel har en højere kritisk hastighed. Mellemaksel installeret på en mellemstøtte, som skal have en vis elasticitet. Dette er nødvendigt af den grund, at bilens kraftenhed (motor, kobling, gearkasse), monteret på elastiske puder, har en vis frihed i både lodrette og vandrette planer. Nogle biler bruger mellemstøtter med lejer stift installeret i karosseriet, men i dette tilfælde kan karosseriet selv svinge på aksler, der er forbundet med et beslag, der er monteret på rammetværbjælken.

Ovenstående analyse kan anvendes på mindst fire forskellige måder at udføre arbejde på og deres tilsvarende outputvej. Hver af disse forskellige veje eller bevægelser præsenterer sine egne specielle forhold og problemer. For eksempel hvornår fremadgående bevægelse eller output af arbejdsmidler, balanceanalyse er enkel. Dog under hensyntagen til fremstillingstolerancer mv. Det skal forstås, at teoretiske resultater aldrig absolut kan opnås, men kun kan nås.

Som forklaret tidligere skal midlerne til at udføre arbejde imidlertid ikke kun udføres langs hovedaksen af gribestangen 500, men skal også drejes på plads. Dette resulterer i et roterende inertimoment, der virker på hovedaksen af gribeorganet. Balancering på den sædvanlige måde vil ikke løse dette problem.

Ud fra kinematik skelnes der mellem ulige (asynkrone) og konstant hastighedsled (CV-led). Hængsler med ulige vinkelhastigheder bruges i transmissioner, når den drevne aksel vippes i en vinkel på højst 20. Asynkrone kardanled med et mellemkryds er meget udbredt. Der er også universelle asynkrone kardansamlinger, som adskiller sig fra simple ved, at i dem udføres aksial kompensation i selve hængselmekanismen og ikke i splineforbindelsen. Kardanled med lige store vinkelhastigheder bruges til at drive drivende og samtidigt styrede hjul på en bil; hældningsvinklen for den drevne aksel, afhængigt af samlingens design, kan nå 45. Nogle CV-led er også universelle med en kompenserende enhed inde i mekanismen.

Sammen med kardansamlinger anvendes også semi-kardansamlinger. Elastiske semi-universalforbindelser installeres hovedsageligt i kardandrev i personbiler, og afhængigt af designet kan akselhældningsvinklen være fra 8 til 10. Stive semi-kardansamlinger bruges til at kompensere for unøjagtig installation af tilsluttede mekanismer i tilfælde, hvor sidstnævnte er installeret på en utilstrækkelig stiv base. De repræsenterer sig selv gearkoblinger. Akslens hældningsvinkel er ikke mere end 2.

Det generelle klassifikationsskema for kardanled er vist i figur 2.

1.2. Kardantransmission med ulige hastighedsled

Ris. 3 Kardanledsdiagram

Et hængselled er et led, hvorigennem rotation overføres fra en aksel til en anden med en skiftende hældningsvinkel mellem akslerne.

Kardanleddet med ulige vinkelhastigheder (fig. 3) består af en drivgaffel 2 og en drevet gaffel 4, der er hængslet forbundet med hinanden med et kryds 3. Drivgaflen er stift forbundet med drivakslen 1 og den drevne gaffel er stift forbundet med den drevne aksel 6 (stift eller ved hjælp af en bevægelig notforbindelse 5 for at ændre dens længde). Leddet overfører drejningsmoment fra aksel 1 til aksel 6, hvis akser er placeret i en vinkel , som følge af rotation af den drevne gaffel ift. akser B-B og tværstykker vedr akserne A-A. Den drevne aksel roterer dog ujævnt – med acceleration og deceleration. Som følge heraf kan der opstå yderligere dynamiske belastninger i transmissionen, som nogle gange overstiger det overførte drejningsmoment.

Udbredt i kardandrev indenlandske biler modtaget stive enkle kardansamlinger på nålelejer. Et sådant hængsel består af to stålgafler og et kryds med nålelejer, der forbinder gaflen drejeligt (fig. 4). På de omhyggeligt bearbejdede fingre af tværstykket 3 er monteret stålglas 13 med nålelejer 12. Lejenålene i den indvendige ende hviler på støtteskiven 11. Glasset er forseglet på tværstykket med en gummitætning 10 installeret i en metal hus 9, som sættes på tværstykket. Tværstykket med briller er fastgjort i gaffelørerne 2 og 4 med holderinge eller plader 6 med skruer. Tværstykkelejerne smøres gennem den centrale smører 7, hvorfra olien når lejerne gennem kanaler i tværstykket. For at eliminere overskydende olietryk er et hus med en sikkerhedsventil 8 gevind ind i tværstykket.

Kardansamlinger på nålelejer anvendes i åben type og beskyttende betræk normalt ikke lukke. På nogle køretøjer er kardanleddet udstyret med en beskyttelseshætte, der dækker det, hvilket eliminerer forurening. Også en række biler bruger i øjeblikket kardanled, der ikke kræver hyppig periodisk smøring under drift. De bruger et fedtsmøremiddel, der holdes på plads af en pålidelig pakdåse. Smøremiddel placeres i skåle med nålelejer ved montering af hængslet eller i små udsparinger i enderne af tværstykketapperne. Disse samlinger har ikke olienipler eller ventiler. Nogle gange bibeholdes olieringen eller gevindhullet, men olieringen mangler. Det indsprøjtede smøremiddel fylder tværstykkets hulrum og kommer ind i lejerne, og overskuddet presses ud gennem gummipakningers "flow"-tætninger.

Ris. 4 Dele af kardanleddet med ulige vinkelhastigheder

Det skal bemærkes, at med en stigning i vinklen mellem akslens akser falder effektiviteten af hængslet kraftigt. I nogle biler er motoren placeret i en hældning på 2-3° for at reducere denne vinkel. Nogle gange til samme formål bagaksel installeret således, at hovedgearets drivaksel får en let hældning.

Det er dog uacceptabelt at reducere vinklen mellem akslerne til nul, da dette kan føre til hurtigt svigt af hængslet på grund af lejenålenes brinellingseffekt på de overflader, som de kommer i kontakt med.

Nålenes brinelleringseffekt øges med et stort totalt mellemrum, når lejenålene forvrænges og skaber højt tryk på tværstykketappen. Det antages, at den samlede afstand mellem nålen skal være mindre end halvdelen af diameteren af lejenålen. Nåle til lejer vælges med samme dimensioner i henhold til tolerancer. Omarrangering eller udskiftning af individuelle nåle er ikke tilladt.

Kardanledtværstykket skal være strengt centreret. Dette opnås ved præcis fiksering af glassene 13 (se fig. 4) ved hjælp af holderinge eller dæksler, som er boltet til hængselsgaflerne. Tilstedeværelsen af et mellemrum mellem enderne af korsets pigge og bunden af kopperne er uacceptabelt, da dette fører til en variabel ubalance i kardanakslen under dens rotation. Samtidig kan overspænding af kopperne forårsage afskrabninger af enderne af piggene og bunden af kopperne, samt skævjustering af nålene.

Ris. 5 Kardanaksel med to kardanled

I nogle tilfælde er det at foretrække at tilvejebringe aksial bevægelse, der kompenserer for ændringer i længden af drivakslen, ikke med en splineforbindelse, men direkte med udformningen af kardanleddet - et sådant led kaldes et universalled. Figur 5 viser en kardanaksel med to kardanled, en hul stift 4 er presset ind i hullet for enden af akslen, hvorpå der er monteret to sfæriske ruller 1 på nålelejer 2. Centreringspropper 3 med en sfærisk overflade indsættes i stiftens huller 4. I hængsellegemet 5 er der to riller med cylindrisk tværsnit med samme radius som valsens radius. Når den roterer i en vinkel, har finger 4 mulighed for, ud over at rotere omkring sin akse, at vippe og glide på sfæriske ruller langs rillerne. I et sådant hængsel er aksial bevægelse ledsaget af væsentligt lavere friktionstab end i en notforbindelse.

Ris. 6 Kardan transmission med elastisk semi-kardan led

et fjederhalvkardanled tillader transmission af drejningsmoment fra en aksel til en anden, placeret i en bestemt vinkel, på grund af deformationen af det elastiske led, der forbinder begge aksler. Det elastiske led kan være gummi, gummi-stof eller gummi forstærket med et stålkabel. I sidstnævnte tilfælde kan halvkardanleddet overføre betydeligt moment og i en lidt større vinkel end i de to første tilfælde. Fordelene ved et semi-kardanled er: reduktion af dynamiske belastninger i transmissionen under pludselige ændringer i rotationshastigheden; ikke behov for vedligeholdelse under drift. På grund af dets elasticitet tillader et sådant hængsel en lille aksial bevægelse af drivakslen. Det elastiske semi-universalled skal centreres, ellers kan afbalanceringen af kardanakslen blive forstyrret.

Som et eksempel på brugen af et elastisk kardanled viser fig. 6 kardantransmissionen af en VAZ-2105 bil. Her er der monteret et elastisk semi-universalled på den forreste ende af den mellemliggende propelaksel. Det elastiske sekskantede led har seks huller, indeni hvilke metalforinger er vulkaniseret. Før montering på boltene af flange 1 og 3, strammes gummileddet foreløbigt langs periferien med en metalklemme, uden hvilken hullerne i koblingen ikke falder sammen med boltene (efter montering fjernes klemmen). På denne måde er gummileddet forspændt. Gummi fungerer bedre i kompression end i spænding, så denne foranstaltning reducerer trækspændingen, når drejningsmoment overføres gennem leddet.

En stiv semi-kardansamling, som er en forbindelse, der kompenserer for installationsunøjagtigheder, bruges i øjeblikket ekstremt sjældent. Årsagen til dette er de ulemper, der er forbundet med et sådant hængsel: hurtig slid, arbejdskrævende fremstilling, støj under drift.

Kardansamlinger bruges til at forbinde kardantransmissionens vinklede aksler med hinanden. Kardanakslerne har et rørformet tværsnit og spidser svejset i enderne.

I et dobbelt kardandrev (dvs. i et gear med to kardanled og en aksel) svejses en spids 5 med splines til den ene ende af den rørformede aksel 8 (figur 7, a), og en spids med en gaffel af andet kardanled 9 er svejset til den anden ende Kardanakslen er forbundet med spidsen 5 til det noterede nav 4 på gaffelen 3. En glidende notforbindelse af et af kardanleddene med akslen er nødvendig for aksiale bevægelser af akslen under deformationer af akselophængsfjedrene. Splineforbindelsen er smurt gennem en olieskrue 2, beskyttet udefra af en olietætning 6 med et dæksel og beskyttet mod snavs af et gummikorrugeret dæksel 7. De ydre gafler på kardansamlingerne 1 og 9 er udstyret med flanger, der er boltet til flangerne i enderne af akslerne. Når kardantransmissionen er flanget, er den let og bekvem at skille ad.

Ris. 8 Mellemstøtte med elastisk element

I to-akslede køretøjer med bagakseldrev er hovedanvendelsen en kardantransmission med to drivaksler: hoved- og mellemaksler. I en sådan transmission har den rørformede hoveddrivaksel 19 (fig. 7, b) svejste spidser 18 med universalgafler i begge ender. Den bagerste kardan forbinder akslen med den bagerste drivaksel. Forgaflen er forbundet med gaflen 16 ved hjælp af et kryds 17, et splinet skaft 13, som passer ind i en notbøsning 12, der er svejset i den bageste ende mellemaksel 11. Hulrummet i den noterede bøsning fyldes med smøremiddel gennem olieren 21. Den noterede bøsning er tætnet på skaftet med en olietætning 15 med et dæksel skruet på bøsningen på gevindet. Glideforbindelsen er beskyttet mod forurening af et gummibølgedæksel 20. Den forreste ende af mellemakslen 11 er forbundet med gearkassens sekundære aksel ved hjælp af et kardanled 10. Den mellemliggende aksel er monteret på en mellemstøtte 14, der er fastgjort til køretøjsrammens tværstykke.

Mellemstøtter bruges til at ophænge kardantransmissionens mellemaksel. Understøtningen af mellemakslen er normalt lavet i form af et kugleleje 1 (fig. 8), fastgjort med en indre ring til akslen og installeret i en gummipude 2, indlejret i et beslag 4, som er fastgjort til akslen. bilrammens tværgående bjælke 3. Lejet lukkes på begge sider af dæksler 5, forsynet med olietætninger, på hvis sider der er smudsafvisere 6. Lejets indre hulrum fyldes med smøremiddel gennem en smørenippel 7.

I tre-akslede køretøjer med et autonomt kardandrev til mellem- og bagakslen er en stiv mellemstøtte installeret på mellemakslen.

1.3. Kardandrev med led med konstant hastighed.

Udformningen af kardanled med lige store vinkelhastigheder er baseret på et enkelt princip: kontaktkræfterne, gennem hvilke periferiske kræfter overføres, er placeret i akslernes bisektorplan. Konstant hastighedsled bruges som regel i driv-til-kørende og samtidig styrede hjul. Designet af sådanne hængsler er varieret. Nedenfor er nogle af de mest brugte.

Firekuglet kardanled med skilleriller (type Weiss). Fig.9. Installeret på en række indenlandske biler (UAZ-469, GAZ-66, ZIL-131) i drevet af styrede drivhjul. Når bilen bevæger sig fremad, overføres kraften af et par kugler; ved bakning, brug et andet par. Rillerne i næverne 2 og 3 er skåret langs en cirkelbue med radius R'. Fire kugler 6 er placeret i skæringspunktet mellem symmetrisk placerede riller 5 - i et halveringsplan, hvilket sikrer ensartede vinkelhastigheder på aksler 1 og 4. Centreringskugle 7. Den holdes på plads af en stift, der løber gennem den og ind i et hul i en af knoerne. Kuglerne vil blive installeret mest nøjagtigt, når de krydser rillerne i en vinkel på 90, men kuglernes glidning ville føre til hurtig slitage af både kuglerne 6 og 7 og rillerne 5 og til et fald i hængslets effektivitet.

skæring af cirklerne i en lille vinkel ville ikke sikre nøjagtig installation af kuglerne i halveringsfladen og kunne føre til blokering af kuglerne. Typisk er rillerne lavet således, at midten af cirklen, der danner rillernes akse, er placeret i en afstand på 0,4-0,45R fra midten af hængslet. Kardansamlinger af denne type giver en vinkel mellem akslerne på 30-32. Laveste fremstillingskompleksitet sammenlignet med andre synkrone kardanled, enkel design og lavpris sikret deres udbredelse. Hængslets effektivitet er ret høj, da rullefriktion dominerer i det.

Ris. 10 Kugleled med delehåndtag (Rtsep-type): EN– montering af et hængsel i forhjulstrækket; b– hængseldiagram

Det er værd at bemærke nogle funktioner ved dette hængsel, der begrænser muligheden for dets brug. Overførsel af kraft med kun to kugler med teoretisk punktkontakt fører til forekomsten af store kontaktspændinger. Derfor er et firekuglet universalled normalt installeret på køretøjer med en akselbelastning på højst 25-30 kN. Når hængslet fungerer, opstår der trykbelastninger, især hvis hængslets midte ikke ligger på kongetappens akse. For præcis montering af hængslet kræves specielle trykskiver eller lejer.

I et slidt led kan kuglerne falde ud ved overførsel af øget drejningsmoment, når knoerne er noget deformeret, hvilket fører til blokering af leddet og tab af kontrollerbarhed. De midterste dele af rillerne er mest modtagelige for slid, hvilket svarer til bevægelse i lige linje, og ubelastede riller slides mere end belastede. Dette forklares ved, at hængslet belastes, når den forreste styreaksel drejes relativt sjældent til ved kørsel under tunge forhold. vejforhold, og det meste af bilens kilometertal er lavet med forakslen slukket, når hængslet belastes i modsat retning af et lille, men langtidsvirkende modstandsmoment mod rotation af transmissionsdelen.

Sekskuglet kardanled med skillearm ("Rtsep"-type). Fig. 10. Hovedelementerne i dette hængsel er en sfærisk knytnæve 4, monteret på akslens 5 splines, og en sfærisk skål 3, forbundet med en anden aksel 1. Seks meridionale riller af en halvcirkelformet sektion er fræset på næven og på indersiden af kop. Rillerne er lavet fra ét center. Seks kugler er anbragt i rillerne, som er forbundet med en separator 6. Når akslerne vippes, installeres kuglerne i et halveringsplan ved hjælp af en skillearm 2, som roterer styrekoppen 7 og med den separatoren. Fjederen 8 tjener til at presse skillearmen til fatningen ved enden af akslen 5, når armens position ændres som følge af akslernes hældning.

Nøjagtigheden af at installere kuglerne i halveringsplanet afhænger af valget af armene på opdelingsarmen. Figur 10, b viser placeringen af hængseldelene, når en af akslerne vippes i en vinkel . Derfor bør separatoren rotere i en vinkel på 0,5. Baseret på dette vælges et forhold mellem opdelingsarmens arme, der sikrer separatorens givne rotationsvinkel.

Kardanleddet med en skillearm tillader en maksimal vinkel mellem akslerne på 37. Da kraften i dette led overføres af seks kugler, giver det overførsel af højt drejningsmoment ved lave belastninger. Der er ingen trykbelastninger i hængslet, hvis midten af sidstnævnte falder sammen med kongetappens akse. Hængslet har stor pålidelighed og høj effektivitet, men er teknologisk komplekst: alle dets dele udsættes for drejning og fræsning i overensstemmelse med strenge tolerancer, hvilket sikrer overførsel af kræfter fra alle kugler. Af denne grund er omkostningerne ved hængslet høje.

Sekskuglet kardanled med skilleriller (Birfield type). Fig. 11. På knytnæve 4, hvis overflade er lavet langs en kugle med radius R1 (midt O), er seks riller fræset. Nævens riller har en variabel dybde, da de er skåret langs radius R3 (centret O1 er forskudt i forhold til midten af hængslet O med en afstand a). Den indvendige overflade af huset 1 er lavet langs en kugle med radius R2 (midt O), og har også seks riller med variabel dybde, skåret langs radius R4 (midt O2 er forskudt i forhold til midten af hængslet o også med en afstand a). Separatoren 3, hvori kuglerne 2 er placeret, har ydre og indre overflader lavet langs en kugle med radius henholdsvis R2 og R1. I den position, hvor hængselakslerne er koaksiale, er kuglerne i et plan vinkelret på akslernes akser, der passerer gennem midten af hængslet.

Ris. 11 Seks-kugle universalled (Birfield type):

EN- design; b- ordning.

Når en af akslerne 5 vippes i en vis vinkel, skubbes den øverste kugle ud af rillernes indsnævringsrum til højre, og den nedre kugle flyttes af separatoren ind i rillernes ekspanderende rum til venstre. Kuglernes centre er altid i skæringspunktet mellem rilleakserne. Dette sikrer deres placering i et halvlederplan, hvilket er en betingelse for synkron rotation af akslerne. For at undgå at kuglerne sætter sig fast, bør vinklen, hvor rilleakserne skærer hinanden, ikke være mindre end 1120’.

I modsætning til et kardanled med en skillearm er rillernes tværsnitsprofil i dette led ikke lavet langs en cirkelbue, men langs en ellipse. På grund af dette danner interaktionskræfterne mellem rillevæggen og kuglen en vinkel på 45 med lodret, hvilket beskytter rillernes kanter mod knusning og skår. Fraværet af et skillehåndtag gør det muligt for dette hængsel at fungere i en vinkel mellem akslerne på 45. Relativt store tab i hængslet i en stor vinkel mellem akslerne forklares af, at det sammen med rullefriktion er kendetegnet ved glidende friktion.

Ris. 14 trebenet stiv kardanled (stativtype)

Hængslet er installeret i kardantransmissionen af det forreste styretøj og drivhjulene på nogle indenlandske biler (VAZ-2108) i den ydre ende af drivakslen. I dette tilfælde skal der monteres et kardanled i den indvendige ende af propelakslen, som gør det muligt at kompensere for ændringer i propelakslens længde, når fjedrene er deformeret.

Universal seks-kugle kardanled (GKN type). Fig. 12. Seks langsgående riller med elliptisk tværsnit er skåret på den indvendige overflade af hængslets cylindriske krop; de samme riller er til stede på den sfæriske overflade af knoen parallelt med akslens længdeakse. Seks kugler installeret i separatoren er placeret i rillerne. De samvirkende overflader af knytnæven og separatoren er sfæriske, kuglens radius er R1 (centret O1 er i en afstand a fra centrum O, som ligger i planet for kuglernes centre). Den sfæriske ydre del af buret (radius R2) bliver konisk, hvilket begrænser den maksimale akselhældningsvinkel til ca. 20°.

Som et resultat af forskydningen af centrene af separatorkuglerne installeres og fastgøres kuglerne i halveringsplanet, når akslen vippes. Dette forklares ved, at når akslen vippes, skal kuglen bevæge sig i forhold til to centre O1 og O2, hvilket tvinger kuglen til at blive installeret i skæringspunktet i det lodrette plan, der går gennem midten af bolden, den ydre og indvendige sfærer af separatoren.

Aksial bevægelse forekommer langs husets langsgående riller, og propelakslens bevægelse er lig med arbejdslængden af husrillerne, hvilket påvirker hængslets dimensioner. Under aksiale bevægelser ruller kuglerne ikke, men glider, hvilket reducerer hængslets effektivitet. Sådan er det indvendige hængsel i forhjulsdrevne VAZ-biler lavet. Ved overførsel af store drejningsmomenter anvendes et ottekugleled af denne type.

Ris. 15 trebenet universalled (Stativ type)

universal sekskuglet kardanled med skilleriller (type Lebro). Fig. 13. Hængslet består af et cylindrisk legeme 1, på hvis indvendige overflade seks lige riller er skåret i en vinkel i forhold til cylinderens generatrix, anbragt i den rækkefølge, der er vist på figuren; sfærisk knytnæve 2, seks lige riller skæres også på dens overflade; separator 3 med kugler 4, centreret af den ydre sfæriske overflade på den indvendige cylindriske overflade af legemet 1, og af den indre sfæriske overflade, installeret med nogen spillerum på næven 2. Kuglerne er installeret ved skæringspunkterne mellem rillerne, som sikrer synkron rotation af akslerne, da kuglerne, uanset vinklen mellem akslerne, altid er i halveringsplanet.

Dette hængsel er mindre end andre typer hængsler, da rillernes arbejdslængde og kuglernes slaglængde er 2 gange mindre end akslens slaglængde. Der er andre fordele: separatoren udfører ikke funktionen med at dele vinklen mellem akslerne, den er mindre belastet, og derfor er kravene til nøjagtigheden af dens fremstilling lavere; tilstedeværelsen af en flangeforbindelse af hængslet giver

Ris. 16 Dobbelt kardanled

nem installation, selv om dens design bliver mere kompliceret, hvilket bærer

Hvor meget kompenserer for forenklingen af at tegne kroppens riller. Der stilles høje krav til nøjagtigheden af rilleplacering.

Hængslet har høj effektivitet og bruges på forhjulstrukne køretøjer.

Tre-benet kardanled (Stativ type). Sådanne kardanled er installeret på lette personbiler og lastbiler. Strukturelt har disse hængsler to designs: hængsler, der tillader momentoverførsel i vinkler mellem aksler op til 43, men tillader ikke aksiale bevægelser (stive hængsler), og universalled, der tillader aksial kompensation, men fungerer i relativt små vinkler mellem akslerne.

I et stift hængsel (fig. 14) er pigge 2, placeret i en vinkel på 120, fastgjort i hus 1. Ruller 3 med en kugleoverflade er monteret på pigge og kan rotere frit på dem. Gaflen 4, der er lavet sammen med akslen 5, har tre riller med cylindrisk tværsnit. Gaffelens overflade er kugleformet, hvilket sikrer en stor vinkel mellem akslerne.

Driftsprincippet for stive og universelle led er det samme. Et universalled med tre ben (fig. 15) består af et cylindrisk legeme 3, der er lavet integreret med akslen, hvori der er tre langsgående riller, et nav 2 med tre stifter, monteret på den indvendige ende af propelakslen, tre ruller 1 på nålelejer. Tapperne er ligesom rillerne placeret i en vinkel på 120 i forhold til hinanden. Rullerne har en sfærisk overflade med samme radius som den cylindriske sektion af de langsgående riller. Når akslerne roterer i en vinkel, ruller rullerne i rillerne og tænder nålelejer, og piggene kan samtidig bevæge sig langs lejerullerne, hvilket sikres af hængslets kinematik. Forlængelse udføres ved at glide tapen langs lejerne.

Et kardanled af denne type kan bruges, hvis den maksimale hældningsvinkel for akslerne ikke overstiger 25°. Fordelen ved hængslet er lave tab ved aksial bevægelse, da dette næsten udelukkende sikres ved rulning, hvilket bestemmer hængslets høje effektivitet.

Dobbelt kardanled. Fig. 16. Den består af to hængsler 1 med ulige vinkelhastigheder, forenet af en dobbeltgaffel 2. Ensartet vinkelhastighed skal sikres ved hjælp af et skillehåndtag. Men på grund af designegenskaberne kan synkron rotation af de tilsluttede aksler kun sikres med en vis tilnærmelse. Koefficienten for ujævn rotation afhænger af vinklen mellem akslerne og størrelsen af opdelingsanordningen.

Et dobbelt hængsel på nålelejer er kendetegnet ved betydeligt slid på disse lejer og tappene på krydsene. Dette forklares af det faktum, at på grund af bilens overvejende lineære bevægelse ruller lejenålene ikke, hvilket resulterer i, at overfladerne på de dele, som de kommer i kontakt med, udsættes for brinelling, og nålene selv er nogle gange fladtrykt.

Knast universalled. Fig. 17. Knastled bruges på tunge køretøjer og drivhjul. Hvis vi deler knastkardanleddet i to dele langs symmetriaksen, så vil hver del være et kardanled med ulige vinkelhastigheder med faste rulleakser (samme som med et dobbelt kardanled). På grund af tilstedeværelsen af udviklede overflader af interagerende dele, er hængslet i stand til at overføre betydeligt drejningsmoment, mens det sikres en vinkel mellem akslerne på 45-50.

På udenlandske tunge køretøjer er knast-universalleddet vist i fig. 17a, kendt som "Trakt-hængslet", meget brugt. Den består af fire prægede dele: to gafler 1 og 4 og to formede næver 2 og 3, hvis gnidningsflader er slebet.

I vores land blev der udviklet et cam cardan joint (fig. 17, b), som er installeret på en række køretøjer (KAMAZ-4310, Ural-4320, KAZ-4540, KrAZ-260 osv.). Hængslet består af fem dele med en enkel konfiguration: to gafler 1 og 4, to knoer 2 og 3 og en skive 5, hvorfor det ofte kaldes et skivehængsel. Arbejdsintensiteten af dens fremstilling er noget større sammenlignet med arbejdsintensiteten for "Tract-hængslet". Den maksimale vinkel mellem akslerne fra dette hængsel er 45.

Effektiviteten af knastled er lavere end effektiviteten af andre led med samme vinkelhastighed, da deres elementer er kendetegnet ved glidende friktion. Under drift observeres betydelig opvarmning og nogle gange slid på hængselsdelene som følge af utilfredsstillende forsyning smøremiddel til friktionsoverfladen.

1.4. Materialer af hoveddelene af kardantransmissionen

Glidende gafler af kardansamlinger med ulige vinkelhastigheder er lavet af stål 30X og 40 (GAZ) eller stål 45 (ZIL), og svejsede gafler er lavet af stål 40 (GAZ) eller 35 (ZIL) og derefter udsat for højfrekvens hærdning. Tværstykker er stemplet af stål 20Kh (GAZ) eller af stål 18KhGT og 20KhGNTR (ZIL) Tværstykker fremstillet af de to første stål er cementeret, tværstykker fremstillet af stål 20KhGNTR udsættes for nitrocarburization. Kardanaksler er lavet af tyndvæggede kardanrør i stål (stål 15A eller 20), og deres splinede spidser er lavet af stål 30, 40X eller 45G2.

1.5. Valg af prototype

I GAZ-2410 er bagakslen drivakslen. Kardandrevet skal overføre drejningsmoment fra gearkassens udgangsaksel, der er placeret foran på køretøjet, til drivhjulet på bagakslens slutdrev. Reaktionsmomentet på bagakslen opfattes af fjedrene. Derfor er brugen af en lukket kardantransmission upraktisk. Konstant hastighedsled bruges i drev til at drive styrede hjul, så i dette tilfælde bruges simple ulige hastighedsled med tværstykker på nålelejer. Bilen har ikke lang akselafstand, afstanden fra gearkassens sekundære aksel til hovedgearet er lille, så du kan bruge en kardantransmission med en drivaksel uden mellemliggende

Ris. 18. Kinematisk diagram cardan transmission prototype

skudstøtte. Antallet af kardanled er to (ved enderne af akslen). Dette vil sikre ensartet rotation af hovedgearets drivgear. Det er også nødvendigt at yde kompensation for ændringer i afstanden mellem gearkassen og slutdrevet, som opstår på grund af rystelser fra bagakslen på affjedringen, når køretøjet er i bevægelse. Det er praktisk at lave en kompenserende splineforbindelse ved krydset mellem kardantransmissionen og gearkassens sekundære aksel. Kardantransmissionen er fastgjort til bagakslens drivgear ved hjælp af en flange for nem afmontering/montering af transmissionen.

Således en dobbeltleddet kardantransmission med enkle kardansamlinger med ulige vinkelhastigheder med tværstykker på nålelejer med en kardan skaft uden mellemstøtte. Udligningselementet er en notforbindelse mellem kardantransmissionen og gearkassens sekundære aksel. Det kinematiske diagram er vist i fig. 18.

2. Testberegning af kardantransmissionen af GAZ-2410-bilen

Verifikationsberegningen af cardantransmissionen udføres i følgende rækkefølge:

belastningstilstanden er indstillet;

fast besluttet maksimal spænding torsion og vridningsvinkel på drivakslen;

den aksiale kraft, der virker på kardanakslen, bestemmes;

der foretages en vurdering af drivakslens ujævne rotation og det inertimoment, der opstår ved den ujævne rotation;

kardanleddets tværstykke beregnes;

universalgaffelen beregnes;

de tilladte kræfter, der virker på nålelejet, bestemmes;

den kritiske hastighed af drivakslen bestemmes;

Termisk beregning af kardanleddet udføres.

2.1. Indlæsningstilstande

Kardanakslerne udsættes for drejningsmoment overført fra gearkassen og aksiale kræfter, der opstår, når drivakslen svinger på fjedrene. Når omdrejningshastigheden øges, kan der forekomme sidevibrationer af kardanakslen. Tværgående bøjning af akslen opstår på grund af centrifugalkræfter, der opstår som følge af misforholdet mellem akslens rotationsakse og dens tyngdepunkt. Mismatch kan forekomme på grund af uundgåelige fremstillingsunøjagtigheder, akselafbøjning under påvirkning af sin egen vægt og andre årsager.

I dette arbejde udføres en verifikationsberegning af kardantransmissionen baseret på det maksimale drejningsmoment udviklet af motoren - Mmax ved en rotationshastighed nM - når bilen kører i første gear, når det drejningsmoment, der overføres gennem transmissionen, er maksimalt ( gearforhold første gear i1 = 3,5). Det nominelle maksimale drejningsmoment udviklet af motoren (173 Nm ved 2500 rpm) i designspecifikationen øges med 1,5 gange, så designmomentet vil være Mmax = 173  1,5 = 259,5 Nm; nM = 2500 rpm.

2.2. Bestemmelse af torsionsspænding og vridningsvinkel for propelakslen

Den maksimale vridningsspænding af akslen, som tidligere nævnt, bestemmes i tilfælde af anvendelse af det maksimale motordrejningsmoment og under påvirkning af dynamiske belastninger. Virkningen af dynamiske belastninger tages i betragtning af den dynamiske koefficient: KD = 1…3. I beregningen antager vi KD = 1.

Drivakslen på GAZ-2410-bilen er hul. Udvendig akseldiameter D = 74 mm, indvendig akseldiameter d = 71 mm.

Momentet for modstand mod torsion bestemmes af formlen

Akslens maksimale vridningsspænding bestemmes af formlen

Vridningsspændingerne i de færdige design af kardangear har værdier på 100…300 MPa. Den resulterende spændingsværdi overstiger ikke de angivne værdier.

Akslens rotationsvinkel bestemmes af formlen

hvor G er torsionsmodulet for elasticitet, G = 8,51010 Pa;

Icr – inertimoment af akselsektionen under torsion,

l – kardanakslens længde, l = 1.299 m.

Snoningsvinklen pr. længdeenhed af propelakslen er

Værdierne for snoningsvinklerne i de færdige designs af kardanaksler er ved KD = 1 fra 3 til 9 grader pr. meter skaftlængde. Den resulterende værdi overstiger ikke de angivne værdier.

Dermed sikres normal drift af kardanakslen med hensyn til maksimal torsionsspænding og vridningsvinkel.

2.3. Bestemmelse af den aksiale kraft, der virker på propelakslen

Ud over drejningsmoment påvirkes drivakslen af aksiale kræfter Q, som opstår, når drivakslen bevæger sig.

Når bilen bevæger sig over ujævne overflader, svinger bagakslen i forhold til fjederbøjlens akse langs en vis radius R1. Propelakslen svinger rundt om midten af kardanleddet, med hvilken den er forbundet med gearkassens sekundære aksel langs en vis radius R2. På grund af uligheden mellem disse radier opstår aksiale bevægelser af kardanakslen. Størrelsen af aksiale bevægelser i de fremherskende driftsformer er 2-5 mm.

Størrelsen af den aksiale kraft Q, der virker på drivakslen, når køretøjet svinger, bestemmes af formlen

hvor Dsh og dsh er diametrene af splines langs fremspringene og fordybningerne;

 er friktionskoefficienten i notforbindelsen.

Ris. 19 Cardan transmissionsdiagram til vurdering af ujævn rotation af aksler

koefficient  afhænger af smøremidlets kvalitet. Med god smøring  = 0,04...0,6 (i beregning tager vi 0,05); med dårlig smøring  = 0,11…0,12 (i beregning tager vi 0,115). Ved jamming  = 0,4...0,45 (i beregning tager vi 0,45). Til splineforbindelse af kardantransmissionen til GAZ-2410-bilen Dsh = 28 mm, dsh = 25 mm.

Så vil størrelsen af den aksiale kraft være:

med god smøring

;

med dårlig smøring

;

når det sidder fast

.

Aksiale kræfter, der opstår i kardandrevet, belaster lejerne i gearkassen og slutdrevet. En reduktion i aksial belastning vil forekomme i nærværelse af en forbindelse, hvor glidende friktion under aksial bevægelse vil blive erstattet af rullefriktion (splines med kugler).

2.4. Evaluering af ujævn rotation og inertimoment

For et enkelt kardanled, der forbinder gearkassens sekundære aksel (aksel A) og propelakslen (aksel B), kan forholdet mellem akslernes rotationsvinkler  og  (se fig. 19) repræsenteres ved udtrykket

Her er 1 vinklen mellem akserne på de undersøgte aksler (skævvinkel). At differentiere dette udtryk, får vi

Akslernes vinkelhastigheder er afledte af rotationsvinklen i forhold til tiden. Med dette i betragtning kan vi fra det foregående udtryk få forholdet mellem akslernes vinkelhastigheder:

Efter algebraiske transformationer opnår vi afhængigheden af vinkelhastigheden af den drevne aksel B af vinkelhastigheden af drivakslen A, drejningsvinklen for drivakslen og skævheden af akslerne:

Af denne afhængighed følger det, at A = B kun når 1 = 0. I det generelle tilfælde er 1  0, dvs. på ensartet hastighed rotation af aksel A, vil aksel B rotere ujævnt. Størrelsen af forskellen mellem værdierne A og B afhænger af vinklen mellem akslerne 1. Ved at specificere rotationsvinklen for aksel A, er det muligt at estimere den ujævne rotation af aksel B ved en konstant vinkel mellem akslerne og ved en konstant omdrejningshastighed af drivakslen.

Som nævnt ovenfor beregnes kardantransmissionen for tilfældet med maksimalt drejningsmoment. Motoren udvikler maksimalt drejningsmoment ved nM = 2500 rpm. Maksimalt drejningsmoment overføres gennem transmissionen, når første gear er sat i. Under disse forhold er omdrejningshastigheden af drivaksel A bestemt af formlen

Skævningsvinklen på akslerne antages at være maksimal - 1 = 3.

Fig.20 Grafer over vinkelhastigheder kardanaksler fra drivakslens rotationsvinkel

Værdierne af vinkelhastigheden for aksel B afhængig af rotationsvinklen for aksel A er vist i tabel 1. Afhængighedsgrafen er i figur 20.

Tabel 1.

Værdien af vinkelhastigheden af kardantransmissionsakslerne ved forskellige rotationsvinkler af drivakslen.

grad.

Forholdet mellem rotationsvinklerne for aksler B og C har formen

Lad os bevise, at hvis akselforskydningerne er lige store, dvs. ved 1 = 2 vil vinkelhastighederne for aksler A og C også være ens. Under hensyntagen til positionen af gaflerne på aksel B og forskydningen af drivgaflerne af hængslerne med 90 i forhold til hinanden, opnår vi, ved at tælle rotationsvinklen fra positionen af aksel A,

Eller

.

Overvejer det

, ud fra det resulterende udtryk finder vi forholdet mellem rotationsvinklerne for aksel A og aksel C:

Fra denne afhængighed er det klart, at når 1 = 2,

, og derfor  = . Dette sikrer ensartet rotation af hovedgearets drivgear, mens ensartet rotation af gearkassens sekundære aksel, selvom selve propelakslen, gennem hvilken drejningsmomentet overføres, roterer ujævnt.

Når bilen bevæger sig, vil aksel B på grund af ujævn rotation blive belastet yderligere med inertimoment

hvor IA og IB er de roterende deles inertimomenter, reduceret til henholdsvis aksler A og B.

2

Ris. 21 Beregningsdiagram af kardanledskorset

.5. Beregning af kardanledskorset

Kraften P virker på kardanledtværstykkets tap (fig. 21). Størrelsen af denne kraft bestemmes af formlen

hvor R er afstanden fra krydsets akse til midten af tappen, R = 33 mm.

Force P virker på tværstykketappen og får den til at kollapse, bøje og forskydes. Taplejespænding bør ikke overstige 80 MPa, bøjningsspænding – 350 MPa, forskydningsspænding – 170 MPa.

Knusningsspændingen bestemmes af formlen

hvor d er spidsens diameter, d = 16 mm;

l – spidslængde, l = 13 mm.

Momentet for modstand mod bøjning af tværsnittet af tværstykketappen bestemmes af formlen

Bøjningsstress

Forskydningsspænding

Som du kan se, overstiger alle spændinger ikke de tilladte værdier.

Kræfterne P påført piggene giver også et resulterende N, som forårsager trækspændinger i n-n sektionen. For tværstykket af GAZ-2410 kardanleddet er tværsnitsarealet, hvori disse spændinger opstår, F = 4,9 cm2. Trækspændinger bestemmes af formlen

Den tilladte trækspænding er 120 MPa. Den faktiske spænding overstiger ikke den tilladte. Normal drift af universalledkrydsstifterne til knusning, bukning, klipning og fugekrydset til spænding er sikret.

2

Ris. 22 Diagram til beregning af kardangaffel.

.6. Beregning af universalgaffelen

Ved kontrol af beregningen af universalgaffelen vælges den svage del af gaffelbenet. Diagrammet til beregning af kardangaflen er vist i figur 22. Poten opfatter kraften P fra siden af tværstykketappen. Under påvirkning af denne kraft opstår bøjnings- og torsionsspændinger samtidigt i sektionen af poten, som er lavet tæt på rektangulær.

Længden og bredden af snittet, bestemt ud fra tegningen, er henholdsvis lig med a = 45 mm, b = 15 mm. Krafternes virkningsarme er lig med c = 21 mm, m = 3 mm. Koefficienten , der kræves ved bestemmelse af modstandsmomenterne for en sektion, afhænger af forholdet mellem længden og bredden af sektionen. For et givet afsnit (a/b = 3)  = 0,268.

For at bestemme spændingerne, der virker i den betragtede sektion af gaffelbenet af kardanleddet, er det nødvendigt at bestemme sektionernes modstandsmomenter.

Sektionens modstandsmoment mod bøjning i forhold til x-x-aksen (se fig. 22)

Bøjningsmoment om y-y-aksen

Vridningsmodstandsmoment ved bestemmelse af spændinger i punkt 1 og 3

Vridningsmodstandsmoment ved bestemmelse af spændinger i punkt 2 og 4

Bøjningsspænding i punkt 2 og 4

Bøjningsspænding i punkt 1 og 3

Vridningsspænding i punkt 2 og 4

Vridningsspænding ved punkt 1 og 3

De højeste resulterende spændinger ved de betragtede tværsnitspunkter bestemmes i henhold til teorien om energien til formændring i materialers modstand (4. styrketeori). Ifølge denne teori er den største resulterende spænding fra bøjning og torsion ved punkt 1 og 3

Den højeste resulterende stress i punkt 2 og 4

De tilladte spændingsværdier i de færdige konstruktioner er [] =50…150 MPa. Som det ses, går de faktiske spændinger i punkt 1 og 3 ud over de tilladte grænser. At forsyne Normal drift kardanledsgaffel, er det nødvendigt at reducere spændingerne, der virker i dens sektioner. Dette kan opnås ved at øge sektionens størrelse, f.eks. øge dens bredde b. Fra formlen for den største resulterende spænding fra bøjning og vridning i punkt 1 og 3 kan vi få følgende formel til valg af sektionens bredde:

Lad os tage den spænding, der skal tilføres ved punkt 1 og 3 i afsnittet, [] = 140 MPa. Så vil værdien af b være 16,9 mm. Det vil sige, for at sikre normal drift af kardangaflen, skal tværsnitsbredden af dens ben øges med 2 mm.

2.7. Bestemmelse af den tilladte kraft, der virker på et nåleleje

Den tilladte kraft bestemmes af formlen

hvor i er antallet af ruller eller nåle, i = 29;

l – rullens arbejdslængde, l = 1,4 cm;

d – rullediameter, d = 0,2 cm;

k – korrektionsfaktor under hensyntagen til hårdhed. Når hårdheden af rulleoverfladerne af tappen på lejehusets tværstykker og selve valserne er 59-60 ifølge Rockwell, er k = 1.

Antallet af klamperomdrejninger pr. minut bestemmes af formlen (for vinklen mellem kardanakslens akser  = 3)

Så vil den tilladte kraft være lig med

I afsnit 2.5. den reelle kraft, der virker på tværstykketappen, blev bestemt. Den overføres til universalgaflen og belaster nålelejet. Dens værdi (P = 13,8 kN) overstiger ikke en vis tilladt værdi for kraftbelastning af nålelejet. Derfor er normal drift af lejet sikret.

2.8. Beregning af drivakslens kritiske hastighed

Når akslen roterer på grund af centrifugalkræfter, der opstår som følge af selv et lille misforhold mellem akslens rotationsakse og tyngdepunktet, kan der forekomme tværgående bøjning af akslen. Når rotationshastigheden nærmer sig kritisk, øges amplituden af akslens tværgående vibrationer, og akslen kan knække. Derfor er drivakslen afbalanceret under fremstillingen.

Værdien af den kritiske vinkelhastighed cr påvirkes af:

arten af klemning af akslen i understøtningerne;

spillerumsstørrelser i led og lejer;

fejljustering af dele;

urundhed og forskellig vægtykkelse af røret og en række andre faktorer.

Til en aksel med konstant tværsnit med en ensartet fordelt belastning svarende til dens egen vægt og frit liggende på understøtninger, der ikke opfatter bøjningsmomenter

hvor l er længden af skaftet mellem understøtningerne, l = 1,299 m;

E – elasticitetsmodul, E = 21011 N/m2;

I – inertimoment af akselsektionen;

m – masse pr. længdeenhed af skaftet.

Overvejer det

Og hvad så

(D, d er de ydre og indre diametre af den hule sektion af akslen, svarende til henholdsvis 75 mm og 71 mm), får vi følgende formel til bestemmelse af den kritiske vinkelhastighed

Derefter vil den kritiske rotationshastighed af propelakslen blive bestemt

For normal drift af kardanakslen er det nødvendigt, at følgende betingelse er opfyldt: ncr  (1,15…1,2) nmax. Her er nmax kardanakslens maksimale omdrejningshastighed. Det er lig med den maksimale motorhastighed, som for GAZ-2410 er omkring 5000 rpm. Således bør ncr ikke være mindre end 5750...6000 rpm. Som du kan se, er denne betingelse opfyldt, og normal drift af kardantransmissionen er sikret.

2.9. Termisk beregning af kardanled

Friktionsarbejdet på kardanledsstifterne får det til at varme op. Varmebalanceligningen kan repræsenteres i følgende form:

hvor L er den strøm, der leveres til kardanleddet, J/s;

dt – kardanleddets driftstid, s;

m - delens masse, kg;

c – specifik varmekapacitet af delmaterialet (for stål c = 500 J/(kgС));

k – varmeoverførselskoefficient, i denne beregning k = 42 J/(m2sС);

F'' - køleflade af opvarmede dele, m2;

 - forskel mellem temperaturen af de opvarmede dele af kardanen T1 og den omgivende lufttemperatur T2, С;

d - temperaturstigning af de opvarmede dele af kardanleddet, С.

Fra varmebalanceligningen er det tydeligt, at en del af den varme, der tilføres kardanleddet på grund af friktionsarbejdet, bruges på opvarmning af kardanleddets dele. En anden del af det overføres til miljøet. Formålet med den termiske beregning er at bestemme opvarmningen af kardanledsdelene afhængig af driftstiden. Denne opvarmning bestemmes af værdien  = T1 – T2. Før hængslet begynder at fungere, antages temperaturen af dets dele at være lig med den omgivende temperatur. Ved at kende mængden af opvarmning og omgivelsestemperaturen kan du bestemme den faktiske temperatur på hængseldelene.

Før varmebalanceligningen opstilles, er det nødvendigt at finde køleoverfladearealet af kardanleddelene. Skemaer til bestemmelse af dette område er vist i figur 23.

Områderne af køleflader er defineret som arealer af simple flade geometriske figurer. De er:

område af den ydre kind Sext. sch. = 0,00198 m2;

område af den indre kind Sintr. sch. = 0,00156 m2;

side kindområde Sside. sch. = 0,0006 m2;

areal på halvdelen af korsets overflade. = 0,0009 m2.

Ris. 23 Varmeoverførende overflader på opvarmede dele af kardanleddet:

A) - ydre gaffel kind; b)– inderste kind af gaffelen; V)– side kind af gaffel; G)- kryds.

Ved bestemmelse af det samlede køleoverfladeareal af kardanleddelene er det nødvendigt at tage højde for, at overfladen af gaffelens indre kind ikke bruges fuldstændigt til varmeoverførsel, da den inkluderer krydsets spids på gaffelen. nåleleje. Lejeradius er R = 15 mm. Derefter vil det samlede areal blive bestemt

For at kompilere varmebalanceligningen er der også brug for en masse af dele, hvortil en del af varmen, der genereres ved friktion i hængslet, overføres. Korsets masse, bestemt ud fra dets arbejdstegning, er mcross. = 0,278 kg. Gaffelkindens masse kan bestemmes ved formlen ( = 7800 kg/m3 – densitet af delenes materiale)

Den samlede masse af dele m vil da være mcross. + 4m kinder = 1,018 kg.

Effekten L, der leveres til kardanleddet, er bestemt af formlen

hvor Mmax er det maksimale drejningsmoment udviklet af motoren, Mmax = 259,5 Nm;

i1 - gearforhold for det første gear i gearkassen, i1 = 3,5;

 - friktionskoefficient mellem klaffen og gaflen,  = 0,03;

dsh – diameter af tværstykketappen, dsh = 0,016 m;

n er kardanleddets rotationshastighed ved den maksimale effekt udviklet af motoren, bestemt af følgende formel:

;

R - afstand fra gaffelens rotationsakse til punktet for påføring af kraft, R = 0,036 m;

 - hældningsvinkel mellem akslerne,  = 3.

Således vil den tilførte effekt til kardanleddet være lig med

Opvarmningen af kardanleddet bestemmes af formlen

Værdien af parameter A er

Efter at have erstattet alle kendte numeriske værdier i formlen til bestemmelse af opvarmningen af kardanleddet, opnår vi følgende forhold mellem opvarmning og driftstid for kardanleddet:

Afhængigheden af opvarmningen af kardanleddets dele af tidspunktet for dets drift er vist i tabel 2. Afhængighedsgrafen er i figur 23.

Tabel 2.

Opvarmningsværdier for kardanfugedelene afhængig af driftstiden.

Gimbal fælles driftstid

Ris. 23 Afhængighed af forskellen mellem temperaturen på de opvarmede dele af kardanen og den omgivende temperatur af kardansamlingens driftstid.

Grafen viser, at efter at hængslet er begyndt at fungere, øges opvarmningen af delene gradvist, og efter nogen tid bliver den omtrent konstant og lig med 45,8°C. Dette indikerer en afbalancering af processerne for varmedannelse og dens fjernelse i delenes materiale og miljøet. Nålelejerne på GAZ-2410 kardanled er smurt med TAD-17i eller TAP-15V transmissionsolier. Den øvre grænse for temperaturområdet for deres anvendelse er cirka 130...135С. Hvis vi tager omgivelsestemperaturen til at være 25°C, vil temperaturen på kardanleddet efter 4 timers drift være cirka 70°C. Det kan ses, at det ikke overstiger den øvre grænse for smøremidlets anvendelsesområde. Derfor normale forhold smøring og normal drift af kardanleddet er sikret.

Konklusion

I kursusprojektets punkt 2 blev der udført en testberegning af kardantransmissionen på GAZ-2410 bilen. Formålet med denne beregning var at kontrollere ydeevnen af kardantransmissionen med en stigning i det transmitterede drejningsmoment med 1,5 gange sammenlignet med det nominelle, der er angivet i bilens tekniske egenskaber.

Beregningen viste, at under nye driftsforhold:

tangentielle torsionsspændinger, der opstår i sektionen af kardanakslen, overstiger ikke tilladte værdier;

vridningsvinklen pr. længdeenhed af skaftet er inden for acceptable grænser;

spændingerne ved knusning, forskydning og bøjning af stifterne på kardanfugen og tværstykkets trækspænding er acceptable;

den faktiske kraft, der virker på nålelejet, overstiger ikke det beregnede maksimalt mulige,

forholdet mellem den kritiske omdrejningshastighed af propelakslen og dens maksimale driftshastighed, der er nødvendig for normal drift af kardandrevet, er opfyldt;

Når kardansamlingen fungerer, er delenes normale temperatur sikret.

Utilfredsstillende resultater blev kun opnået ved beregning af universalledsåget - de maksimale spændinger ved individuelle tværsnitspunkter overskred de tilladte grænser. (se punkt 2.6). For at sikre normal drift af gaffelen er det nødvendigt at øge fodens tværsnitsareal. Dimensionerne af det forstørrede afsnit er angivet i afsnit 2.6.

Således sikres betjeningen af kardantransmissionen til GAZ-2410-bilen med en stigning i det transmitterede drejningsmoment med 1,5 gange med praktisk talt ingen ændringer i transmissionsdesignet (med undtagelse af en stigning i tværsnittet af kardanleddet gaffelben). Dette tyder på, at kardandrevet (og dermed hele transmissionen) ved design af bilen blev designet "med en margin." Ved valg af de indledende data til beregningen blev det antaget, at den ikke-moderniserede bil var udstyret med en ZMZ-4021-motor, der udviklede et drejningsmoment på 173 Nm. Men som angivet i brugsanvisningen kan ZMZ-402-motoren, der udvikler et drejningsmoment på 182 Nm, monteres i stedet. Ved installation af forskellige kraftenheder foretages der ingen ændringer i køretøjets transmission. Baseret på resultaterne af beregningerne udført i dette arbejde er det klart, at det er muligt at installere en motor, der udvikler et drejningsmoment på cirka 260 Nm på en GAZ-2410-bil uden væsentlige ændringer i designet af kardandrevet.

Litteratur

Volga biler: Betjeningsvejledning. – 7. udg. – Gorky: Automobile Plant Printing House, 1990. – 176 s. – (Afdeling for design og eksperimentelt arbejde på Gorky Automobile Plant).

Anokhin V.I. Indenlandske biler. – M.: Mashinostroenie, 1968. – 832 s.

Bashkardin A.G., Kravchenko P.A. Biler. Grundlæggende arbejdsgange og beregninger. – L.: LISI, 1981. – 58 s.

Zvyagin A.A., Kravchenko P.A. Bil design. Kursus "Biler", del 3. Udgave 1: biltransmission. – L.: LISI, 1975. – 88 s.

Kort automobil opslagsbog. – 10. udg., revideret. og yderligere – M.: Transport, 1985. – 220 s., ill., tabel. – (Statens videnskabelige forskningsinstitut for automobiltransport).

Osepchugov V.V., Frumkin A.K. Automobil: Analyse af strukturer, elementer af beregning: Lærebog for universitetsstuderende med speciale i "Automobiler og bilindustrien." – M.: Maskinteknik, 1989. – 304 s., ill.

GAS - Speciale >> Transport

Strøm overførsler, det inkluderer: kobling, gearkasse gear, gimbal udsende, hjem udsende, differential... til magt smitte. I magten smitte bil GAS-51A er indstillet... og i balance beregninger den faktiske gennemsnitlige...

godkendtog sættes i kraft

Efter ordre Rostekhregulirovaniya

DEN RUSSISKE FØDERATIONS NATIONALE STANDARD

MOTORKØRETØJER

KØRETØJSKARDAN TRANSMISSIONER MED HÆNGLER

ULIG VINKELHASTIGHED

GENERELLE TEKNISKE BETINGELSER

Køretøjer. Kardangear af køretøjer med led

afulige vinkelhastigheder. Generelle tekniske krav

GOST R 52430-2005

Gruppe D25

OKS 43.040.50;

OKP 45 9128

Dato for introduktion

Forord

Mål og principper for standardisering i Den Russiske Føderation etableret ved føderal lov af 27. december 2002 N 184-FZ "Om teknisk regulering", og reglerne for anvendelse af nationale standarder i Den Russiske Føderation er GOST R 1.0-2004 "Standardisering i Den Russiske Føderation. Grundlæggende bestemmelser".

Standard information

1. Udviklet af Federal State Unitary Enterprise "Central Order of the Red Banner of Labor Research Automotive and Automotive Institut" (FSUE "NAMI"), JSC "BELKARD".

2. Indført af Teknisk Udvalg for Standardisering TC 56 "Vejtransport".

3. Godkendt og sat i kraft ved bekendtgørelse fra Federal Agency for Technical Regulation and Metrology af 28. december 2005 N 407-st.

4. Introduceret for første gang.

1 anvendelsesområde

Denne standard gælder for kardandrev med ulige hastighedsled, deres komponenter og dele beregnet til transmissioner af automobilkøretøjer (herefter benævnt ATS) i kategori M og N i overensstemmelse med GOST R 52051. Det er tilladt at udvide standarden til at omfatte kardandrev af andre køretøjer, maskiner og mekanismer.

Denne standard bruger referencer til følgende standarder:

GOST R 52051-2003. Mekanisk køretøjer og trailere. Klassifikation og definitioner

GOST 8.051-81. Statssystem til sikring af ensartethed af målinger. Fejl tilladt ved måling af lineære dimensioner op til 500 mm

GOST 9.014-78. ét system beskyttelse mod korrosion og ældning. Midlertidig korrosionsbeskyttelse af produkter. Generelle krav

GOST 9.104-79. Samlet system til beskyttelse mod korrosion og ældning. Maling og lak belægninger. Grupper af driftsforhold

GOST 15.309-98. System til at udvikle og sætte produkter i produktion. Test og accept af fremstillede produkter. Grundlæggende bestemmelser

GOST 15140-78. Maling og lak materialer. Metoder til bestemmelse af vedhæftning

GOST 15150-69. Maskiner, instrumenter og andre tekniske produkter. Versioner til forskellige klimatiske regioner. Kategorier, driftsforhold, opbevaring og transport med hensyn til påvirkningen af miljømæssige klimatiske faktorer.

Bemærk. Ved brug af denne standard er det tilrådeligt at kontrollere gyldigheden af referencestandarderne i informationssystemet almindelig brug- på den officielle hjemmeside for det nationale organ i Den Russiske Føderation til standardisering på internettet eller i henhold til det årligt offentliggjorte informationsindeks "Nationale standarder", som blev offentliggjort den 1. januar i det indeværende år, og i henhold til den tilsvarende månedlige information indekser offentliggjort i indeværende år. Hvis referencedokumentet udskiftes (ændres), skal du, når du bruger denne standard, blive vejledt af det erstattede (ændrede) dokument. Hvis referencedokumentet annulleres uden ombytning, gælder bestemmelsen, hvori der er angivet en henvisning til det, for den del, der ikke berører denne reference.

3. Begreber og definitioner

Følgende udtryk med tilsvarende definitioner bruges i denne standard:

3.1. Kardantransmission: en automatisk transmissionsenhed bestående af to eller flere kardanaksler, mellemstøtter (om nødvendigt) og designet til at overføre drejningsmoment fra en enhed til en anden, hvis aksler ikke falder sammen og kan ændre deres relative positioner.

3.2. Kardanaksel: et skaft i form af et rør eller en stang, eller en kombination af rør og stang, med kardan- eller halvkardansamlinger, herunder elastiske semi-kardansamlinger, som kan have en mekanisme til at ændre skaftets længde .

3.3. Universalled: Et kinematisk roterende par designet til at forbinde aksler med krydsende akser og tillade drejningsmoment at blive overført i variable vinkler.

3.4. Dobbelt kardanled: en kinematisk enhed bestående af to kardanled med ulige vinkelhastigheder, forbundet med hinanden ved at forbinde overflader eller ved at bruge en fælles del.

3.5. Drivaksellængde: afstanden mellem forbindelsesfladerne på samlingsflangerne.

Noter 1. Det er tilladt at tage afstanden mellem midten af hængslerne eller andre konstruktionselementer som længden af akslen, for eksempel afstanden fra centrum af hængslet til midten af mellemstøttelejet.

2. Hvis der er en mekanisme til at ændre længden af propelakslen, skal dens mindste længde tages som afstanden mellem flangernes forbindelsesflader i propelakslens fuldt sammenpressede position, og den maksimale længde skal være den samlede værdien af den mindste længde af propelakslen og den maksimalt tilladte slaglængde i dens mekanisme til ændring af længden.

3.6. Mekanisme til ændring af drivakslens længde: en anordning, der sikrer en ændring af drivakslens længde, når afstanden mellem de enheder, der er forbundet med drivakslen, ændres.

3.7. Drivlinjelængde: afstanden mellem forbindelsesfladerne på drivakslen(e) eller andre strukturelle elementer.

3.8. Cardan Mellemstøtte: En mekanisme, der bruges som støtte, når to drivlinjeaksler forbindes.

3.9. Indbygningsvinkler på kardantransmissionen: vinkler i leddene på ATS kardantransmissionen totalvægt placeret på en vandret overflade.

3.10. Maksimal vinkel rotation ved hængslet: den maksimalt mulige vinkel ved hængslet under rotationsbevægelse.

3.11. Drejemoment: Det drejningsmoment, der kræves for at overvinde modstanden mod relativ vinkelbevægelse ved et led.

3.12. Kraften af aksial bevægelse i mekanismen til ændring af længden af drivakslen: kraften, der kræves til den relative aksiale bevægelse af elementerne i mekanismen, der ikke er belastet med drejningsmoment og (eller) bøjningsmomenter af drivakslen.

3.13. Rotationsvinkel for propelakselgaflerne: relativ vinkelforskydning af akserne for hullerne i propelakselgaflerne.

4. Hovedparametre og tekniske krav

4.1. De vigtigste parametre for kardantransmissioner er:

Minimum længde;

Maksimal længde;

Maksimal rotationsvinkel ved hængslet;

Kraften af aksial bevægelse i mekanismen til at ændre længden;

Uligevægt;

Moment, der kan modstås uden permanent deformation;

Moment, der kan modstås uden at gå i stykker.

4.2. Beregningen af den kritiske hastighed for propelakslen er angivet i appendiks A.

4.3. Kardanakslens tilladte ubalance, der er tildelt hver af understøtningerne, bør ikke overstige produktet af dens masse, der kan tilskrives disse understøtninger, og den specifikke ubalance, der er angivet i tabel 1.

tabel 1

Standarder for specifik ubalance i kardanakslen

┌───────────────────────────────────┬─────────────────────────────────────┐

│Maksimal rotationshastighed│Der henvises til specifik ubalance│

│propelaksel i transmission,│til propelakselstøtte, g x cm/kg, │

│-1│ikke mere end│

├───────────────────────────────────┼─────────────────────────────────────┤

│Op til 500 inkl.│25│

│St.500"1500"│15│

│"1500"2500"│10│

│"2500"4000"│6│

└───────────────────────────────────┴─────────────────────────────────────┘

Noter 1. For korte aksler uden rør eller med rør op til 300 mm er den tilladte ubalance fastsat i bygherrens designdokumentation (CD).

2. Beregningen af drivakslens ubalance, der kan tilskrives dens understøtninger, er angivet i appendiks B. Baseret på beregningsresultaterne (hvis nødvendigt), bør designet optimeres for at reducere mellemrummene i hængslerne, mekanismen til ændring af længden, eller reducere vægten af drivakslen eller drivakslen.

4.4. Det maksimale drejningsmoment, der overføres af kardantransmissionen eller kardanakslen, må ikke overstige de værdier, der er specificeret i designdokumentationen, svarende til:

Ingen resterende deformation af drivlinjen eller drivakslen;

Ingen skader på drivlinjen eller drivakslen.

4.5. De tilladte værdier for den radiale udløb af kardanakselrøret, radiale og aksiale spillerum i hængslerne, kraften af aksial bevægelse i mekanismen til ændring af længden og drejningsmomentet i hængslet er fastlagt i designdokumentationen af udviklervirksomheden.

4.6. Kardangearsamlinger skal males i overensstemmelse med kravene i GOST 9.104.

Tilladt ikke-maling lejeringe, flangehulrum, tværstykker, indvendige overflader af ører og gaffelpropper.

Forbindelses- og centreringsfladerne på kardangearflangerne skal beskyttes mod maling i overensstemmelse med kravene i producentens designdokumentation.

4.7. Vedhæftningen af malingsfilmen på propelakslen bør ikke overstige 2 point i henhold til GOST 15140.

4.8. De anvendte malingsbelægninger skal give mulighed for at tone kardangearene med naturligt tørrende maling.

4.9. Købte produkter med begrænset holdbarhed bør anvendes til montering af kardanledsdrev inden for de frister, der er angivet i leveringsdokumenterne for disse produkter.

4.10. Den installerede cardan transmissionsressource må ikke være mindre end passende ressource for den PBX, den er beregnet til.

4.11. De tilladte monteringsvinkler for kardanaksler i transmissioner er angivet i appendiks B.

4.12. Tilladte afvigelser i formen af forbindelsesfladerne på kardanakslers ågflanger, flanger på enheder forbundet med kardandrev er angivet i bilag D.

5. Acceptregler

5.1. Acceptinspektion (AC) af produkter udføres af producentens tekniske kontroltjeneste (STC).

5.2. Cardan-transmissioner og deres elementer underkastes accepttests (PST) og periodiske tests (PT) efter acceptkontrol. Tests udføres i overensstemmelse med GOST 15.309 og teknisk dokumentation fra producenten.

5.3. Hvis leveringskontrakterne giver mulighed for accept af et uafhængigt organ (en repræsentant for kunden eller forbrugeren), udføres accepten af den specificerede repræsentant i nærværelse af producentens STC.

5.4. Periodiske test af kardandrev udføres på mindst tre produkter, mindst en gang hvert halve år. Positive testresultater grundlæggende modeller kardantransmissioner kan udvides til deres designvarianter (modifikationer, varianter).

Periodiske test af modifikationer af kardandrev kan erstattes af test af basismodellen.

5.5. De parametre, der kontrolleres under testning (PSI, PI), er angivet i appendiks D.

5.6. Forbrugeren har ret til at foretage en tilfældig kontrol af, om kardangear, deres komponenter og dele er i overensstemmelse med kravene i denne standard og udviklerens designdokumentation.

Inspektionen udføres inden for rammerne af STC-acceptkontrollen.

6. Kontrol (test) metoder

6.1. Fuldstændighed, korrekt montering, udseende af svejsninger, udvendig tilstand beskyttende belægning, fravær af revner, buler og andre mekaniske skader på overfladen af rørene og tilhørende dele, kontrolleres fastgørelsen af balancepladerne (se bilag E) visuelt.

6.2. Lineære og vinkeldimensioner måles med maksimalt tilladte fejl fastsat af GOST 8.051.

6.3. Omdrejningsvinklerne i kardanleddene, samt rotationsvinklen på propelakselgaflerne, måles ved hjælp af vinkelmåleinstrumenter med en fejl på +/- 1°.

6.4. Kardanakslens radiale udløb måles ud fra forbindelsesfladerne med en fejl på +/- 0,01 mm.

6.5. Radiale og aksiale spillerum i hængslet eller deres samlede værdi måles med en nøjagtighed på mindst 0,01 mm. Frigangsværdierne kan bestemmes ud fra resultaterne af målinger af tværstykkets og lejernes dimensioner under hensyntagen til mulige aksiale bevægelser (langs tværstykkets pigge) i leje-gaffelforbindelserne.

6.6. Kraften af aksial bevægelse i mekanismen til at ændre længden bestemmes med en nøjagtighed på 5% af den maksimale værdi.

6.7. Rotationsmomentet i hængslet bestemmes med en nøjagtighed på 2,5 % af den maksimale værdi.

6.8. For at vurdere styrken af kardanaksler og kardanled udsættes de for det drejningsmoment, der er angivet i designdokumentationen med en nøjagtighed på 2,5% af dens værdi.

6.9. Ubalancen af drivakslen bestemmes med en nøjagtighed på 10 % tilladt værdi, med en ubalance på mindre end 20 g x cm - med en nøjagtighed på 2 g x cm.

6.10. Kardanaksler skal være dynamisk afbalanceret. Den dynamiske balanceringstilstand er etableret i designdokumentationen af virksomhedsudvikleren af cardantransmissionen, forudsat at ubalancestandarderne angivet i tabel 1 er sikret.

6.11. Kardandrev skal afbalanceres som en samling med alle aksler og mellemstøtter.

Muligheden for separat afbalancering af kardanaksler med mere end tre kardansamlinger er installeret i udviklervirksomhedens designdokumentation.

6.12. Afbalancering af kardanaksler med en mekanisme til ændring af længden skal udføres i den længde, der er angivet i udviklerens designdokumentation.

6.13. Ågflangerne på kardandrev, der vejer mere end 5 kg, skal yderligere afbalanceres, før kardandrevet samles i overensstemmelse med udviklerens designdokumentation.

6.14. Ved geninstallation på balanceringsmaskinen bør kardanakslens ubalance ikke overstige den tilladte værdi.

6.15. Ubalancen kontrolleres efter kontrol af skaladelingsværdien måleinstrument i overensstemmelse med 6.9 og den korrekte indstilling af balanceringsmaskinen.

6.16. Vedhæftningen af malingsbelægningsfilmen af kardantransmissionen skal bestemmes ved metoden med gittersnit i henhold til GOST 15140.

6.17. Hårdheden af tværstykketappernes overfladelag kontrolleres i overensstemmelse med producentens metodologi.

7. Mærkning

7.1. Cardan-transmissioner er mærket, hvilket sikrer deres identifikation. Indholdet af mærkningen, metoden og anvendelsesstedet for produktet er fastlagt i udviklervirksomhedens designdokumentation i overensstemmelse med.

8. Emballage

8.1. Indpakningen af kardangear, samlinger og dele skal sikre deres sikkerhed fra mekanisk skade, udsættelse for nedbør og forurening. Typen af emballage samt muligheden for dens fravær er angivet i leveringsdokumenterne.

9. Transport og opbevaring

9.1. Kardandrev, komponenter og dele transporteres af enhver form for transport, der sikrer deres sikkerhed mod mekaniske skader, forurening og nedbør. Gruppe af transportbetingelser 6 (OZh2), opbevaringsbetingelser - 3 (Zh3) i henhold til GOST 15150.

Det er tilladt, efter aftale mellem producenten og forbrugeren, at anvende andre betingelser for transport og opbevaring i overensstemmelse med GOST 15150.

9.2. Alle umalede udvendige metaloverflader på kardangear, deres komponenter og dele til montering eller reservedele skal bevares i overensstemmelse med GOST 9.014 i den periode, der er angivet i leveringsdokumenterne.

10. Betjeningsvejledning

10.1. Betjening og vedligeholdelse af kardanledsdrev skal udføres i overensstemmelse med betjeningsvejledningen til det køretøj, de er monteret på.

11. Producentens garanti

11.1. Producenten garanterer, at kardandrev overholder kravene i denne standard, underlagt de regler for drift, transport og opbevaring, der er fastsat af virksomheden.

11.2. Garantiperiode drifts- og garantidriftstid for kardangear, der leveres til konfiguration, må ikke være mindre end garantien periode og garantiperiode for de køretøjer, de er beregnet til.

11.3. Garantiperioden og garantiens driftstid for kardangear, der leveres til konfiguration, beregnes i overensstemmelse med garantiforpligtelserne på køretøjet og dem, der leveres som reservedele - fra det øjeblik, de installeres på køretøjet.

Cardan transmissioner, der leveres til komplet sæt, skal installeres på køretøjet inden for de tidsfrister, der er angivet i teknisk dokumentation på produktet.

11.4. Den garanterede holdbarhed for kardangear er ikke mere end 12 måneder.

Garantiperioden for opbevaring af kardangear regnes fra datoen for afsendelse af produktet.

Ansøgning EN

(informativ)

BEREGNING AF KRITISK ROTATIONSHASTIGHED PÅ KARDANAKSEL

For en kardanaksel med stålrør beregnes den kritiske omdrejningshastighed , , ved hjælp af formlen

, (1)

hvor D er rørets ydre diameter, cm;

d - rørets indre diameter, cm;

L - maksimal afstand mellem akserne af skrueakselleddene, cm;

hvor er drivakslens rotationsfrekvens i transmissionen (den naturlige frekvens af akslens tværgående vibrationer i den første form), svarende til maksimal hastighed ATS,.

Noter 1. I denne beregning tages der ikke højde for støttenes elasticitet.

2. For kardanledsdrev med mellemstøtte tages værdien af L lig med afstanden fra hængselaksen til mellemstøttens lejeakse.

Akslens kritiske omdrejningshastighed, lavet i form af en stang mellem kardanleddene, beregnes, når d er lig med nul.

Den kritiske omdrejningshastighed for en kardanaksel, bestående af et rør og en stang, beregnes ud fra den givne værdi af rørlængden, cm, ved hjælp af formlen

, (2)

hvor er længden af skaftrøret, cm;

Længde på røret, der erstatter akselstangen, cm.

Længden af røret, der erstatter akselstangen, beregnes ved hjælp af formlen

, (3)

hvor er længden af skaftstangen, cm;

Skaftstangs diameter, cm.

Den kritiske rotationshastighed af drivakslen, under hensyntagen til elasticiteten af dens understøtninger i transmissionen, er etableret eksperimentelt af virksomheden, der udvikler den automatiske transmission.

Omdrejningshastigheden af drivakslen i transmissionen, svarende til køretøjets maksimalt mulige hastighed, bør ikke være mere end 80% af den kritiske frekvens under hensyntagen til understøtningens elasticitet.

Ansøgning B

(informativ)

BEREGNING AF KARDANAKSEL UBALANCE

1. Drivakslens ubalance afhænger af dens masse og mellemrummene i hængslerne og mekanismen til ændring af længden.

2. Ubalance D, g x cm, i sektionen af kardandrevstøtten beregnes ved hjælp af formlerne:

Til et skaft uden en længdeændringsmekanisme; (1)

Til skaft med længdeændringsmekanisme, (2)

hvor m er kardanakslens masse pr. understøtning, g;

Den totale forskydning af akselaksen på grund af de aksiale spillerum i hængslet mellem enderne af tværstykket og bunden af lejerne og den radiale frigang i forbindelsen "tværstykketapp - tværstykkeleje", cm;

Forskydningen af akselaksen på grund af huller i mekanismen til ændring af længden, se.

Massen m bestemmes ved vejning på vægte placeret under hver understøtning af et vandret skaft.

Den samlede forskydning af akselaksen, cm, beregnes ved hjælp af formlen

, (3)

hvor H er den aksiale frigang i hængslet mellem enderne af krydset og bunden af lejerne, cm;

Indvendig diameter i lejet langs nålene, cm;

Diameter på tværstykketap, cm.

Akselakseforskydningen, cm, bestemmes under hensyntagen til udformningen af længdeændringsmekanismen. For eksempel, for en bevægelig splineforbindelse centreret langs den ydre eller indre diameter, bestemmes den af formlen

, (4)

hvor er diameteren af splinehullet i bøsningen, cm;

Spline skaft diameter, cm.

Bemærk. For en kardanaksel uden en længdeændringsmekanisme = 0.

Den minimale og maksimale ubalance D beregnes under hensyntagen til toleranceområdet for sammenkoblingselementerne på kardandrevet eller drivakslen.

Den faktiske ubalance af kardanakslen, bestemt af fremstillingsnøjagtigheden af landings- og forbindelsesfladerne på balanceringsudstyret, såvel som transmissionsenhedernes siddeflader, er større end den beregnede værdi.

Ansøgning I

TILLADTE INSTALLATIONSVINKLER PÅ KARDANAKSEL

Vinklerne for installation af drivakslen i transmissionen i køretøjets statiske tilstand med fuld vægt bør ikke være mere end:

3° - for passagerkøretøjer;

5° - for lastbiler og busser;

8° - for køretøjer med firehjulstræk.

De mindste monteringsvinkler for propelakslen med samlinger på nålelejer skal være mindst 0,5°.

For kardanaksler installeret mellem bogieaksler er en installationsvinkel på nul tilladt.

Bilag D

ACCEPTABLE FORMAFVIKLING

TILSLUTNINGSOVERFLADER PÅ FLANGES

Tabel D.1

Tilladte formafvigelser Tilslutning

flangeoverflader

┌─────────────────────────┬──────────────┬─────────────┬──────────────────┐

│Maksimal frekvens│Tolerance│Tolerance │Radial tolerance│

│drejning af kardanakslen │fladhed,│endeløb af reposen│

│-1│ mm, ikke mere end │ runout, mm, │bånd, mm,│

│i transmission, min││ikke mere end│ikke mere end│

├─────────────────────────┼──────────────┼─────────────┼──────────────────┤

│Op til 500 inkl. │0,08│0,08│0,08│

│St.500"3500"│0,05 │0,05│0,05│

│"3500 "5000"│0,04│0,04│0,04│

│"5000│0,03│0,03│0,03│

└─────────────────────────┴──────────────┴─────────────┴──────────────────┘

Tabel D.2

Tilladte afvigelser i formen af forbindelsesfladerne

flanger med endetænder

Fladhedstolerance, mm, ikke mere	Slutløbstolerance, mm, ikke mere
	0,12

Bemærk. Tilladelige afvigelser kontrolleres med ruller med en diameter på 3,5 mm.

Ansøgning D

(påkrævet)

PARAMETRE KONTROLLES UNDER TEST

Tabel E.1

Parameternavn og kvalitetsindikator	Accept styring	Accept- følgesedler tests	Periodisk tests
Kardandrev eller drivaksel
Fuldstændighed
Korrekt montering
Udseende svejsninger
Udvendig tilstand af den beskyttende belægning
Fravær på overfladen af rør og tilhørende dele revner, buler og andre mekaniske skader
Fastgøring af balanceringspladerne
Moment gevindforbindelser
Vinkler ved kardanled
Hængseldrejningsmoment
Tilstedeværelsen af smøremiddel i hver tap, i lejer og splinesamlinger
Aksial bevægelseskraft i mekanismen længdeændringer
Mængden af resterende ubalance
Minimum længde
Maksimal længde
Gaffelens rotationsvinkel
Rør radial udløb
Radiale og aksiale spillerum i hængslet eller deres samlede værdi
Vridningsstyrke
Kryds med nålelejer
Vridningsstyrke