Angle de transmission maximal. Détermination de la force admissible agissant sur un roulement à aiguilles. Engrenage à cardan avec charnières à vitesses angulaires inégales

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Présentation 3

1. Présentation de la conception 5

1.1. Exigences de base pour les engrenages à cardan et leur classification. 5

1.2. engrenage à cardan avec charnières inégales vitesses angulaires 8

1.3. Engrenages à cardan avec joints homocinétiques. 15

1.4. Matériaux des pièces principales de la transmission 26

1.5. Sélection de prototypes 26

2. Calcul de vérification de la transmission par cardan de la voiture GAZ-2410 28

2.1. Modes de chargement 28

2.2. Détermination de la contrainte de torsion et de l'angle de torsion arbre à cardan 29

2.3. Détermination de la force axiale agissant sur arbre à cardan 30

2.4. Évaluation de la rotation inégale et du moment d'inertie 31

2.5. Calcul de la croix de cardan 35

2.6. Calcul de la chape de cardan 37

2.7. Détermination de la force admissible agissant sur un roulement à aiguilles 39

2.8. Calcul du nombre critique de tours de l'arbre à cardan 40

2.9. Calcul thermique du cardan 41

Conclusion 47

Littérature 49

Effectuez un calcul de vérification de la transmission par cardan de la voiture GAZ-2410 "Volga" avec une augmentation du couple transmis de 1,5 fois.

Introduction

La voiture joue un rôle important dans la vie humaine. Presque dès son invention, il a immédiatement pris l'une des premières places dans l'économie nationale. L'industrie automobile se développe à un rythme très rapide. Les technologies les plus avancées sont utilisées dans la production de voitures.

Il convient de noter qu'un trait caractéristique de la production d'automobiles, surtout ces derniers temps, est son orientation vers un consommateur spécifique. Grâce à cela, un grand nombre de modifications du même modèle de base apparaissent, différant par un petit nombre de paramètres. Cette tendance est particulièrement évidente dans les entreprises étrangères, où l'acheteur peut déterminer la configuration de la voiture. Pour l'industrie automobile nationale, et en particulier pour la production de voitures particulières, ce n'est pas typique. Bien que de nombreuses "familles" de voitures soient apparues récemment (comme, par exemple, à l'usine de construction automobile de la Volga), il reste un nombre important d'anciens modèles. Dans ces conditions, le "rework" des machines devient pertinent. Le propriétaire apporte indépendamment des modifications à la conception de la voiture, en essayant de l'adapter autant que possible aux conditions de fonctionnement. Cela peut être un changement de type de carrosserie, l'installation d'une nouvelle unité pour remplacer l'ancienne qui a épuisé ses ressources et diffère de la dernière par un certain nombre d'indicateurs, etc. Apporter des modifications à la conception d'origine de la voiture implique un changement des modes de fonctionnement, des charges sur ses composants. Les nouvelles conditions de travail seront différentes de celles qui ont été déterminées lors de la conception du véhicule. Par conséquent, il est nécessaire de vérifier les performances des unités embarquées dans ces nouveaux modes.

Le but de ce travail est d'effectuer un calcul de vérification de la transmission de la voiture GAZ-2410 avec une augmentation du couple transmis. L'augmentation du couple transmis peut s'expliquer par l'installation d'une autre boîte de vitesses avec des rapports de démultiplication plus élevés ou l'installation d'un nouveau moteur. Ce dernier est souvent rencontré en pratique. L'ancien moteur pourrait développer pleinement sa ressource et un nouveau plus performant pourrait être installé à sa place. La nécessité pour le moteur de développer plus de couple peut être causée par la nécessité de surmonter plus de résistance pendant la conduite (conduire une voiture avec une charge accrue en raison de modifications de la carrosserie, utiliser une remorque non standard, etc.), le désir d'améliorer l'accélération caractéristiques. Avec des changements importants dans les caractéristiques du moteur, il est nécessaire de vérifier le fonctionnement de la transmission dans de nouvelles conditions de fonctionnement, car, selon ses paramètres, il peut ne pas être en mesure de transmettre un couple accru. Dans ce cas, il sera nécessaire d'apporter des modifications à sa conception.

Le but des travaux n'est pas seulement de vérifier l'opérabilité de la chaîne cinématique avec une augmentation du couple transmis et de proposer des modifications de sa conception en cas de résultats insatisfaisants. Une analyse des structures existantes est également effectuée, ce qui implique une connaissance détaillée et approfondie des unités, des assemblages dont la conception est similaire à l'objet de conception, avec les dernières réalisations dans ce domaine, avec les perspectives de développement des structures à l'étude. Il est également important de maîtriser et de développer des méthodes de vérification des calculs des unités, des systèmes du véhicule lorsque les conditions de fonctionnement changent, qui peuvent être utilisées dans les activités futures.

1. Aperçu des conceptions

Les engrenages à cardan sont utilisés dans les transmissions de véhicules pour la connexion de puissance de mécanismes dont les arbres ne sont pas coaxiaux ou situés à un angle, et leur position mutuelle peut changer pendant le mouvement. Les engrenages à cardan sont également utilisés pour entraîner des mécanismes auxiliaires, tels que des treuils. Parfois, à l'aide d'une transmission à cardan, le volant est relié au mécanisme de direction. La transmission par cardan se compose de trois éléments principaux : les joints de cardan, les bœufs et leurs supports.

1.1. Exigences de base pour les engrenages à cardan et leur classification.

Les exigences de base suivantes sont imposées aux engrenages à cardan (KP):

transmission de couple sans créer charges supplémentaires en transmission (flexion, torsion, vibration, axial) ;

la possibilité de transmettre un couple en assurant l'égalité des vitesses angulaires des arbres menant et mené, quel que soit l'angle entre les arbres reliés ;

C'est-à-dire que l'arbre de pignon 506 est dit équilibré autour de son axe principal. que lorsque le moment autour de l'arbre de pignon 506 est nul, la force vectorielle résultante constante tourne radialement autour de l'arbre principal à la vitesse angulaire des arbres principaux. L'analyse de la force d'inertie de l'arbre principal 508 est effectuée dans deux plans. La première étape dans la résolution des forces d'inertie de l'arbre principal consiste à transférer toutes les forces résultantes de l'engrenage d'arbre 506 aux points 536 avec une action de force à double course, et ces forces agiront sur l'arbre principal 508 en quantités égales, mais dans des directions opposées, Lorsque toutes les forces et les moments agissant sur l'arbre principal 508 au centre 512 du palier principal 514 dans deux plans sont nuls, l'arbre principal peut être considéré comme équilibré à la fois statiquement et dynamiquement.

haute efficacité;

silence;

exigences générales pour parties constitutives transmissions - transmission fiable du couple, moment d'inertie minimum, bonne évacuation de la chaleur des surfaces de friction.

Pour mettre en œuvre ces exigences dans différentes conditions de fonctionnement pour différents véhicules, il existe différents schémas de transmission par cardan.

Transmissions fermées. Pour les véhicules dans lesquels le couple de réaction sur l'essieu arrière est perçu par le tuyau, la transmission est située à l'intérieur du tuyau. Parfois, ce tuyau sert également à transmettre des forces de poussée. Étant donné que la longueur de l'arbre de transmission dans cette conception ne change pas avec les mouvements relatifs de la carrosserie et de l'essieu arrière, il n'y a pas de connexion de compensation (télescopique) dans ce type de transmission et un seul joint de cardan est utilisé. Dans ce cas, la rotation inégale de l'arbre à cardan est compensée dans une certaine mesure par son élasticité. Le schéma d'une telle transmission est illustré à la figure 1, a. Il y a des dessins voitures, dans lequel la liaison entre la boîte de vitesses et la transmission finale est réalisée par un arbre de torsion, et il n'y a pas de joints de cardan. Ceci est possible sur les véhicules où le train principal est installé dans la carrosserie (Volvo-600). Cependant, les conceptions de transmission décrites ci-dessus ne sont pas courantes.

Transmissions couvertes. (Figure 1, b) Pour les véhicules dans lesquels le moment de réaction est perçu par des ressorts ou des tiges de jet, l'entraînement par cardan doit avoir au moins deux charnières et une connexion de compensation, car la distance entre les charnières change pendant le mouvement. Des engrenages à deux, trois et multiples articulations sont utilisés (ces derniers sont relativement rares). Sur les véhicules à empattement long avec une grande distance entre les unités, des engrenages à cardan sont utilisés, composés de deux arbres - un intermédiaire et un principal. Ceci est nécessaire en raison du fait que l'utilisation d'un arbre long peut entraîner des vibrations latérales dangereuses, en raison de la coïncidence de sa vitesse angulaire critique avec celle de fonctionnement. Un arbre court a une vitesse critique plus élevée. manche intermediaire monté sur un support intermédiaire, qui doit avoir une certaine élasticité. Cela est nécessaire car l'unité motrice de la voiture (moteur, embrayage, boîte de vitesses), montée sur des coussins élastiques, a une certaine liberté dans les plans vertical et horizontal. Sur certains véhicules, des supports intermédiaires sont utilisés avec des roulements installés de manière rigide dans le boîtier, mais le boîtier lui-même dans ce cas peut osciller sur des broches qui sont reliées à un support monté sur la traverse du châssis.

Selon la cinématique, on distingue les joints de cardan de vitesses angulaires inégales (asynchrones) et égales (joints CV). Des charnières de vitesses angulaires inégales sont utilisées dans les engrenages lorsque l'arbre entraîné est incliné à un angle ne dépassant pas 20. Les joints de cardan asynchrones avec une croix intermédiaire sont répandus. Il existe également des joints de cardan asynchrones universels, qui diffèrent des joints simples en ce qu'ils effectuent une compensation axiale dans le mécanisme de charnière lui-même, et non dans la connexion cannelée. Des joints de cardan de vitesses angulaires égales sont utilisés dans l'entraînement des roues motrices et directrices simultanées d'une voiture, l'angle d'inclinaison de l'arbre entraîné, en fonction de la conception de la charnière, peut atteindre 45. Certains joints homocinétiques sont également universels, avec un dispositif de compensation à l'intérieur du mécanisme.

En plus des joints de cardan, des joints semi-cardan sont également utilisés. Les joints élastiques semi-cardan sont installés principalement dans les engrenages à cardan des voitures et, selon la conception, l'angle d'inclinaison de l'arbre peut aller de 8 à 10. Des joints semi-cardan rigides sont utilisés pour compenser les imprécisions dans l'installation des mécanismes connectés dans les cas où ces derniers sont installés sur une base insuffisamment rigide. Ils représentent accouplements à engrenages. L'angle d'inclinaison de l'arbre n'est pas supérieur à 2.

Le schéma général de classification des joints de cardan est illustré à la figure 2.

1.2. Engrenage à cardan avec charnières à vitesses angulaires inégales

Riz. 3 Schéma du joint de cardan

Une articulation s'appelle une articulation, à l'aide de laquelle la rotation est transmise d'un arbre à l'autre avec un angle d'inclinaison changeant entre les arbres.

Le joint universel à vitesses angulaires inégales (Fig. 3) se compose d'une fourche 2 et d'une fourche 4 entraînées, reliées de manière pivotante par une croix 3. La fourche motrice est reliée rigidement à l'arbre d'entraînement 1 et la fourche entraînée est reliée à l'arbre mené 6 (de manière rigide ou à l'aide d'une liaison cannelée mobile 5 pour modifier sa longueur). Couple de l'arbre 1 à l'arbre 6, dont les axes sont situés à un angle , la charnière transmet à la suite de la rotation de la fourche entraînée par rapport à axes B-B et croix concernant axes a-a. Cependant, l'arbre entraîné tourne de manière inégale - avec accélération et décélération. En conséquence, des charges dynamiques supplémentaires peuvent se produire dans la transmission, dépassant parfois l'amplitude du moment transmis.

Large application dans les engrenages à cardan voitures domestiques reçu des joints de cardan simples rigides sur roulements à aiguilles. Une telle charnière se compose de deux fourches en acier et d'une croix avec des roulements à aiguilles reliant la fourche de manière pivotante (Fig. 4). Des coupelles en acier 13 avec roulements à aiguilles 12 sont installées sur les doigts soigneusement traités de la croix 3. Les aiguilles de roulement de l'extrémité intérieure reposent sur la rondelle de support 11. Le verre est scellé sur la croix avec un joint en caoutchouc 10 installé dans un boîtier métallique 9, qui est mis sur la croix. La croix à lunettes est fixée dans les oreilles des fourches 2 et 4 avec des circlips ou des plaques 6 avec des vis. Les roulements de la croix sont lubrifiés par le graisseur central 7, à partir duquel l'huile pénètre dans les roulements à travers les canaux de la croix. Pour éliminer une pression d'huile excessive, un boîtier avec une soupape de sécurité 8 est vissé dans la traverse.

Les joints de cardan sur les roulements à aiguilles sont utilisés dans un type ouvert et ne sont généralement pas recouverts de capots de protection. Sur certains véhicules, le joint universel est équipé d'un capuchon de protection qui le recouvre, éliminant ainsi sa contamination. De plus, à l'heure actuelle, un certain nombre de véhicules utilisent des joints de cardan qui ne nécessitent pas de lubrification périodique fréquente pendant le fonctionnement. Ils utilisent une graisse qui est maintenue en place par un presse-étoupe fiable. La lubrification est placée dans des coupelles avec des roulements à aiguilles lors de l'assemblage de la charnière ou de petites dépressions aux extrémités des pointes transversales. Il n'y a pas de graisseurs et de soupapes dans de telles charnières. Parfois, le graisseur ou le trou fileté est conservé et le graisseur est manquant. Le lubrifiant injecté remplit la cavité de la croix et pénètre dans les roulements, et son excès est expulsé à travers les joints "flux" du presse-étoupe en caoutchouc.

Riz. 4 Parties du joint universel de vitesses angulaires inégales

Il convient de noter qu'avec une augmentation de l'angle entre les axes des arbres, l'efficacité de la charnière diminue fortement. Dans certaines voitures, pour réduire cet angle, le moteur est positionné avec une inclinaison de 2-3. Parfois dans le même but essieu arrière réglé de manière à ce que l'arbre d'entraînement de la transmission finale reçoive une légère inclinaison.

Cependant, il est inacceptable de réduire l'angle entre les arbres à zéro, car cela peut conduire à une défaillance rapide de la charnière en raison de l'effet brinelling des aiguilles de roulement sur les surfaces avec lesquelles elles entrent en contact.

L'effet Brinell des aiguilles augmente avec un jeu total important, lorsque les aiguilles du roulement se déforment et créent haute pression sur la pointe de la croix. On pense que le jeu total de l'aiguille doit être inférieur à la moitié du diamètre de l'aiguille du roulement. Les aiguilles pour roulements sont sélectionnées avec les mêmes dimensions en fonction des tolérances. Le réarrangement ou le remplacement d'aiguilles individuelles n'est pas autorisé.

La croix de cardan doit être strictement centrée. Ceci est réalisé par une fixation précise des coupelles 13 (voir Fig. 4) à l'aide de bagues ou de couvercles de retenue, qui sont boulonnés aux fourches d'articulation. La présence d'un jeu entre les extrémités des pointes de la croix et les fonds des coupelles est rédhibitoire, car cela conduit à un déséquilibre variable du cardan lors de sa rotation. Dans le même temps, un serrage excessif des bonnets peut provoquer une éraflure des extrémités des pointes et du fond des bonnets, ainsi qu'un désalignement des aiguilles.

Riz. 5 Arbre à cardan avec deux joints universels

Dans certains cas, il est préférable de prévoir un mouvement axial qui compense une modification de la longueur de l'arbre à cardan non pas avec une connexion cannelée, mais directement avec la conception du joint à cardan - un tel joint est appelé universel. La figure 5 montre un arbre à cardan avec deux joints universels, une goupille creuse 4 est enfoncée dans le trou de l'extrémité de l'arbre, sur laquelle deux rouleaux sphériques 1 sont montés sur des roulements à aiguilles 2. Des bouchons de centrage 3 à surface sphérique sont insérés dans les trous de la broche 4. Dans le corps 5 de la charnière, il y a deux rainures de section cylindrique de même rayon que le rayon du galet. Lors d'une rotation angulaire, la broche 4 a la capacité, en plus de la rotation autour de son axe, de se plier et de glisser sur des rouleaux sphériques le long des rainures. Dans une telle charnière, le mouvement axial s'accompagne de pertes par frottement nettement inférieures à celles d'une liaison cannelée.

Riz. 6 Transmission à cardan avec joint semi-cardan élastique

le joint semi-cardan élastique permet le transfert de couple d'un arbre à l'autre, situé à un certain angle, grâce à la déformation de la liaison élastique reliant les deux arbres. Le lien élastique peut être en caoutchouc, en caoutchouc-tissu ou en caoutchouc renforcé par un câble en acier. Dans ce dernier cas, le joint semi-cardan peut transmettre un couple important et sous un angle un peu plus important que dans les deux premiers cas. Les avantages d'un joint semi-cardan sont : réduction des charges dynamiques dans la transmission lors des changements brusques de vitesse de rotation ; pas besoin d'entretien pendant le fonctionnement. Du fait de son élasticité, une telle charnière autorise un léger mouvement axial du cardan. Le joint semi-cardan élastique doit être centré, sinon l'équilibre du cardan peut être perturbé.

À titre d'exemple d'utilisation d'un joint de cardan élastique, la figure 6 montre la transmission par cardan d'une voiture VAZ-2105. Ici, un joint semi-cardan élastique est installé à l'extrémité avant du cardan intermédiaire. Le lien hexagonal élastique a six trous, à l'intérieur desquels des doublures métalliques sont vulcanisées. Avant de monter les brides 1 et 3 sur les boulons, le lien en caoutchouc est préalablement serré autour de la périphérie avec une pince métallique, sans laquelle les trous de l'accouplement ne coïncideront pas avec les boulons (la pince est retirée après le montage). Ainsi, le lien en caoutchouc reçoit une précontrainte. Le caoutchouc fonctionne mieux en compression qu'en tension, donc cette mesure réduit la contrainte de traction lorsque le couple est transmis à travers le joint.

Un joint semi-cardan rigide, qui est une liaison qui compense les imprécisions de montage, est actuellement très rarement utilisé. En cause, les inconvénients inhérents à une telle charnière : usure rapide, fabrication laborieuse, bruit lors du fonctionnement.

Les joints de cardan sont utilisés pour relier les arbres inclinés de l'entraînement par cardan les uns aux autres. Les arbres à cardan ont une section tubulaire et des embouts soudés aux extrémités.

Dans une transmission à double cardan (c'est-à-dire dans une transmission à deux joints de cardan et à un arbre), une pointe cannelée 5 est soudée à une extrémité de l'arbre tubulaire 8 (Fig. 7, a), et une pointe avec une fourche de le deuxième joint de cardan 9 est soudé à l'autre extrémité L'arbre de cardan est relié avec la pointe 5 au moyeu cannelé 4 de la fourche 3. La liaison par cannelures coulissantes d'un des joints de cardan avec l'arbre est nécessaire pour le mouvement axial du l'arbre lors de la déformation des ressorts de suspension de l'essieu. La liaison cannelée est lubrifiée par un graisseur 2, protégée de l'extérieur par un joint spi 6 avec couvercle et protégée des salissures par un couvercle ondulé en caoutchouc 7. Les fourches extrêmes des joints de cardan 1 et 9 sont équipées de flasques qui sont boulonnés aux brides aux extrémités des arbres. Lorsque le cardan est bridé, il est facile et pratique de le démonter.

Riz. 8 Support intermédiaire avec élément élastique

dans les véhicules à deux essieux avec entraînement sur l'essieu arrière, la transmission à cardan à deux arbres à cardan a reçu l'application principale: la principale et l'intermédiaire. Dans une telle transmission, l'arbre à cardan principal tubulaire 19 (Fig. 7, b) a des pointes soudées 18 avec des fourches à joint universel aux deux extrémités. Le cardan arrière relie l'arbre à l'arbre de l'essieu moteur arrière. La fourche avant est reliée à la fourche 16 à l'aide d'une croix 17, tige cannelée 13, qui est incluse dans le manchon fendu 12, soudé à l'extrémité arrière manche intermediaire 11. La cavité de la douille cannelée est remplie de graisse à travers le graisseur 21. La douille cannelée est scellée sur la tige avec un joint d'huile 15 avec un couvercle vissé sur la douille filetée. La liaison glissante est protégée de l'encrassement par un soufflet ondulé en caoutchouc 20. L'extrémité avant de l'arbre intermédiaire 11 est reliée à l'arbre secondaire de la boîte de vitesses à l'aide d'un joint de cardan 10. L'arbre intermédiaire est monté sur un support intermédiaire 14 fixé à la traverse du châssis du véhicule.

Des supports intermédiaires sont utilisés pour suspendre l'arbre intermédiaire de la transmission. Le support d'arbre intermédiaire est généralement réalisé sous la forme d'un roulement à billes 1 (Fig. 8), fixé avec une bague intérieure sur l'arbre et installé dans un coussin en caoutchouc 2, intégré dans le support 4, qui est fixé à la poutre transversale 3 du châssis du véhicule. Le roulement est fermé des deux côtés par des couvercles 5, équipés de joints, sur les côtés desquels se trouvent des déflecteurs de saleté 6. La cavité interne du roulement est remplie de graisse à travers le graisseur 7.

Dans les véhicules à trois essieux équipés d'un entraînement par cardan autonome pour les essieux intermédiaires et arrière, un support intermédiaire rigide est installé sur l'essieu intermédiaire.

1.3. Engrenages à cardan avec joints homocinétiques.

Les conceptions de joints de cardan à vitesses angulaires égales reposent sur un principe unique : les pressions de contact par lesquelles les efforts circonférentiels sont transmis sont dans le plan bissecteur des arbres. Les joints homocinétiques sont généralement utilisés dans l'entraînement des roues motrices et contrôlées simultanément. Les conceptions de telles charnières sont variées. Vous trouverez ci-dessous quelques-uns des plus couramment utilisés.

Cardan à quatre billes avec rainures de séparation (type Weiss). Fig.9. Il est installé sur un certain nombre de véhicules domestiques (UAZ-469, GAZ-66, ZIL-131) dans l'entraînement des roues motrices directrices. Lorsque la voiture avance, la force est transmise par une paire de billes ; en marche arrière - une autre paire. Les rainures des poings 2 et 3 sont taillées selon un arc de cercle de rayon R'. Quatre billes 6 sont situées à l'intersection de rainures situées symétriquement 5 - dans le plan bissecteur, ce qui assure l'égalité des vitesses angulaires des arbres 1 et 4. Boule de centrage 7. Il est empêché de bouger par une épingle qui le traverse et pénètre dans un trou de l'un des poings. Les billes seraient réglées avec plus de précision lorsque les rainures se croisaient à un angle de 90, mais le glissement des billes entraînerait une usure rapide des billes 6 et 7 et des rainures 5 et réduirait l'efficacité de la charnière.

l'intersection des cercles sous un petit angle n'assurerait pas la précision de l'installation des boules dans le plan bissecteur et pourrait entraîner un coincement des boules. Habituellement, les rainures sont réalisées de manière à ce que le centre du cercle formant l'axe des rainures soit à une distance de 0,4-0,45R du centre de la charnière. Les joints de cardan de ce type fournissent un angle entre les arbres de 30-32. La plus faible intensité de main-d'œuvre de la fabrication par rapport à d'autres joints de cardan synchrones, simplicité de conception et faible coût les a largement diffusés. L'efficacité de la charnière est assez élevée, car le frottement de roulement y prédomine.

Riz. 10 Rotule avec levier diviseur (type "Rzepp") : UN– installation de la charnière dans un entraînement d'une roue avant; b- schéma de charnière

Certaines caractéristiques de cette charnière, qui limitent la possibilité de son application, doivent être notées. La transmission de force par seulement deux billes au contact théoriquement ponctuel conduit à l'apparition de contraintes de contact importantes. Par conséquent, un joint universel à quatre billes est généralement installé sur les véhicules dont la charge par essieu ne dépasse pas 25-30 kN. Pendant le fonctionnement de la charnière, des charges d'entretoise se produisent, en particulier si le centre de la charnière ne repose pas sur l'axe de pivotement. Des rondelles de butée ou des roulements spéciaux sont nécessaires pour monter la charnière avec précision.

Dans une articulation usée, les balles peuvent tomber lors de la transmission d'un couple accru, lorsque les poings sont quelque peu déformés, ce qui entraîne un blocage des articulations et une perte de contrôle. Les parties centrales des rainures sont les plus sensibles à l'usure, ce qui correspond à un mouvement rectiligne, et les rainures non chargées s'usent plus que celles chargées. Cela s'explique par le fait que la charnière est chargée d'une inclusion relativement rare de l'essieu directeur à traction avant pour la conduite dans des conditions lourdes. conditions routières, et la majeure partie de la course de la voiture se fait avec l'essieu avant éteint, lorsque la charnière est chargée dans la direction opposée avec un moment de résistance à la rotation de la partie transmission faible mais à action prolongée.

Cardan à six billes avec levier diviseur (type Rzepp). Fig.10. Les éléments principaux de cette charnière sont un poing sphérique 4, fixé sur les cannelures de l'axe 5, et une coupelle sphérique 3 reliée à un autre axe 1. Six rainures méridiennes semi-circulaires sont fraisées sur le poing et à l'intérieur de la coupelle. Les rainures sont faites à partir d'un centre. Six billes sont placées dans les rainures, qui sont reliées par un séparateur 6. Lorsque les arbres sont inclinés, les billes sont installées dans le plan bissecteur à l'aide d'un levier diviseur 2, qui fait tourner la coupelle de guidage 7, et avec elle le séparateur. Le ressort 8 sert à presser le levier diviseur contre la douille à l'extrémité de l'arbre 5 lorsque la position du levier change à la suite de l'inclinaison des arbres.

La précision de l'installation des billes dans le plan bissecteur dépend de la sélection des bras de levier diviseurs. La figure 10, b montre la position des pièces de charnière lorsque l'un des axes est incliné d'un angle . En conséquence, le séparateur doit tourner d'un angle de 0,5. Partant de là, un tel rapport des bras de levier de division est sélectionné, auquel un angle de rotation donné du séparateur sera fourni.

Le joint universel avec levier diviseur permet un angle maximum entre les arbres de 37. Étant donné que la force dans cette articulation est transmise par six billes, elle fournit une transmission de couple importante à faible charge. Il n'y a pas de charges d'entretoise dans la charnière si le centre de celle-ci coïncide avec l'axe de pivotement. La charnière a une grande fiabilité, un rendement élevé, mais est technologiquement complexe : toutes ses pièces sont soumises à un tournage et un fraisage dans le respect de tolérances strictes, assurant la transmission des efforts par toutes les billes. Pour cette raison, le coût de la charnière est élevé.

Cardan à six billes avec rainures de séparation (type Birfield). Fig.11. Sur le poing 4, dont la surface est réalisée selon une sphère de rayon R1 (centre O), six rainures sont fraisées. Les rainures du poing ont une profondeur variable, puisqu'elles sont taillées selon le rayon R3 (le centre O1 est décalé par rapport au centre de la charnière O d'une distance a). La surface interne du boîtier 1 est réalisée selon une sphère de rayon R2 (centre O), comporte également six rainures de profondeur variable, taillées selon le rayon R4 (centre O2 est décalée par rapport au centre de la charnière o également d'une distance un). Le séparateur 3, dans lequel sont placées les billes 2, a une surface externe et une surface interne réalisées selon une sphère de rayons R2 et R1, respectivement. Dans la position où les axes d'articulation sont coaxiaux, les billes sont dans un plan perpendiculaire aux axes des axes, passant par le centre de l'articulation.

Riz. 11 Cardan à six billes (type Birfield) :

UN- construction; b- régime.

Lorsque l'un des arbres 5 est incliné à un certain angle, la bille supérieure est poussée hors de l'espace de rainure de rétrécissement vers la droite, et la bille inférieure est déplacée par la cage vers l'espace de rainure en expansion vers la gauche. Les centres des billes sont toujours à l'intersection des axes des rainures. Cela garantit leur emplacement dans le plan bissecteur, qui est une condition de la rotation synchrone des arbres. Afin d'éviter la conjugaison des billes, l'angle d'intersection des axes des rainures ne doit pas être inférieur à 1120'.

Contrairement au joint de cardan à levier diviseur, dans ce joint, le profil de la section de rainure est réalisé non pas selon un arc de cercle, mais selon une ellipse. De ce fait, les forces d'interaction entre la paroi de la rainure et la bille forment un angle de 45 avec la verticale, ce qui protège les bords des rainures de l'écrasement et de l'écaillage. L'absence de levier diviseur permet à cette charnière de travailler à un angle entre les axes de 45. Les pertes relativement importantes dans la charnière à grand angle entre les arbres s'expliquent par le fait que, parallèlement au frottement de roulement, elle se caractérise par un frottement de glissement.

Riz. 14 Cardan rigide à trois pointes (type tripode)

L'arnir est installé dans la transmission des roues avant directrices et motrices de certaines voitures domestiques (VAZ-2108) à l'extrémité extérieure de l'arbre de transmission. En même temps, un joint de cardan doit être installé à l'extrémité intérieure de l'arbre à cardan, ce qui permet de compenser le changement de longueur de l'arbre à cardan lorsque les ressorts sont déformés.

Cardan universel à six billes (type GKN). Fig.12. Sur la surface intérieure du corps cylindrique de la charnière, six rainures longitudinales de section elliptique sont découpées, les mêmes rainures se trouvent sur la surface sphérique du charnon parallèlement à l'axe longitudinal de l'arbre. Les rainures accueillent six billes installées dans le séparateur. Les surfaces d'interaction du poing et du séparateur sont sphériques, le rayon de la sphère est R1 (le centre O1 est à une distance a du centre O, qui se trouve dans le plan des centres des balles). La partie extérieure sphérique de la cage (rayon R2) se transforme en une partie conique, ce qui limite l'angle d'inclinaison maximal de l'arbre à environ 20.

En raison du déplacement des centres des sphères du séparateur, les billes sont installées et fixées dans le plan bissecteur lorsque l'arbre est incliné. Ceci s'explique par le fait que lorsque l'arbre est incliné, la boule doit se déplacer par rapport aux deux centres O1 et O2, ce qui oblige la boule à s'installer à l'intersection dans le plan vertical passant par le centre de la boule, l'extérieur et les sphères intérieures du séparateur.

Le mouvement axial se produit le long des rainures longitudinales du corps et le mouvement de l'arbre à cardan est égal à la longueur utile des rainures du corps, ce qui affecte les dimensions de la charnière. Lors des mouvements axiaux, les billes ne roulent pas mais glissent, ce qui réduit l'efficacité de la charnière. C'est ainsi que la charnière interne des voitures VAZ à traction avant est fabriquée. Lors de la transmission de couples importants, un joint à huit billes de ce type est utilisé.

Riz. 15 Joint universel à trois pointes (type trépied)

joint de cardan universel à six billes avec rainures de séparation (type "Lebro"). Fig.13. L'émerillon est constitué d'un corps cylindrique 1, sur la surface intérieure duquel six rainures droites sont découpées à un angle par rapport à la génératrice du cylindre, disposées dans l'ordre indiqué sur la figure ; poing sphérique 2, six rainures droites sont également découpées sur sa surface; le séparateur 3 avec des billes 4, centrées par la surface sphérique extérieure sur la surface cylindrique intérieure du corps 1, et la surface sphérique intérieure, sont installés avec un certain jeu sur le poing 2. Les arbres sont toujours dans le plan bissecteur.

Cette charnière est plus petite que les autres types de charnières, car la longueur utile des rainures et la course des billes sont 2 fois inférieures à la course de l'arbre. Il existe d'autres avantages: le séparateur n'a pas pour fonction de diviser l'angle entre les arbres, il est moins chargé et, par conséquent, les exigences relatives à la précision de sa fabrication sont moindres; la présence d'un connecteur à bride de la charnière assure que

Riz. 16 Cardan double

facilité d'installation, même si sa conception devient plus compliquée, ce qui

combien cela compense la simplification du dessin des rainures du corps. Des exigences élevées sont imposées à la précision des rainures.

La charnière a un rendement élevé et est utilisée sur les véhicules à traction avant.

Cardan à trois pointes (type "Trépied"). Ces joints de cardan sont installés sur les voitures et les camions légers. Structurellement, ces charnières ont deux versions : des charnières qui permettent de transmettre un moment à des angles entre les arbres jusqu'à 43, mais ne permettent pas de mouvements axiaux (charnières rigides), et des charnières universelles qui permettent une compensation axiale, mais fonctionnent à des angles relativement petits entre les arbres. .

Dans une charnière rigide (Fig. 14), les pointes 2, situées à un angle de 120, sont fixées dans le corps 1. Les rouleaux 3 à surface sphérique sont montés sur des pointes et peuvent tourner librement sur celles-ci. La fourche 4, réalisée avec l'arbre 5, comporte trois rainures de section cylindrique. La surface de la fourche est sphérique, ce qui fournit un grand angle entre les arbres.

Le principe de fonctionnement des joints rigides et universels est le même. Le joint universel à trois goujons (Fig. 15) est constitué d'un corps cylindrique 3, réalisé d'une seule pièce avec l'arbre, dans lequel se trouvent trois rainures longitudinales, un moyeu 2 à trois goujons, fixé sur l'extrémité intérieure du cardan , trois galets 1 sur roulements à aiguilles. Les pointes, comme les rainures, sont situées à un angle de 120° les unes par rapport aux autres. Les galets ont une surface sphérique de même rayon que la section cylindrique des rainures longitudinales. Lorsque les arbres tournent sous un angle, les rouleaux roulent dans les rainures, tournant sur des roulements à aiguilles, et en même temps, les pointes peuvent se déplacer le long des rouleaux porteurs, ce qui est assuré par la cinématique de la charnière. L'allongement s'effectue en faisant glisser la pointe le long des roulements.

Ce type de joint universel peut être utilisé si l'angle maximal des arbres ne dépasse pas 25. L'avantage de la charnière est de faibles pertes lors du mouvement axial, car celui-ci n'est assuré pratiquement que par roulement, ce qui détermine le rendement élevé de la charnière.

Double cardan. Fig 16. Il est constitué de deux charnières 1 de vitesses angulaires inégales, réunies par une double fourche 2. L'égalité des vitesses angulaires doit être assurée par un levier diviseur. Cependant, en raison des caractéristiques de conception, la rotation synchrone des arbres connectés ne peut être assurée qu'avec une certaine approximation. Le coefficient de rotation inégale dépend de l'angle entre les arbres et des dimensions du dispositif diviseur.

Une charnière double sur roulements à aiguilles se caractérise par une usure importante de ces roulements et des pointes des croix. Cela est dû au fait qu'en raison du mouvement principalement rectiligne de la voiture, les aiguilles de roulement ne roulent pas, de sorte que les surfaces des pièces avec lesquelles elles entrent en contact sont sujettes au brinellage, et les aiguilles elles-mêmes sont parfois aplatie.

Joint de cardan à came. Fig.17. Les joints à came sont utilisés sur les véhicules lourds et les roues motrices. Si nous divisons le joint de cardan à came le long de l'axe de symétrie en deux parties, alors chaque partie sera un joint de cardan de vitesses angulaires inégales avec des axes de roulement fixes (similaire à un double joint universel). En raison de la présence de surfaces développées des pièces en interaction, la charnière est capable de transmettre un couple important tout en offrant un angle entre les axes de 45-50.

Sur les véhicules lourds étrangers, un joint universel à came, illustré à la Fig. 17, a, connu sous le nom de "charnière Tract", est largement utilisé. Il est constitué de quatre pièces embouties : deux fourches 1 et 4 et deux poings profilés 2 et 3 dont les surfaces frottantes sont soumises à un meulage.

Dans notre pays, un joint universel à came a été développé (Fig. 17, b), qui est installé sur un certain nombre de véhicules (KamAZ-4310, Ural-4320, KAZ-4540, KrAZ-260, etc.). La charnière se compose de cinq parties de configuration simple : deux fourches 1 et 4, deux poings 2 et 3 et un disque 5, c'est pourquoi on l'appelle souvent disque. La complexité de sa fabrication par rapport à la complexité de la "charnière Tract" est un peu plus grande. La valeur maximale de l'angle entre les axes fourni par cette charnière est de 45.

L'efficacité des joints à came est inférieure à celle des autres joints homocinétiques, car leurs éléments sont caractérisés par un frottement de glissement. En fonctionnement, il y a un échauffement important et parfois des éraflures des pièces de charnière en raison d'une alimentation insatisfaisante lubrifiantà la surface de friction.

1.4. Matériaux des pièces principales de la transmission

Les fourches coulissantes des joints universels de vitesses angulaires inégales sont en acier 30X et 40 (GAZ) ou en acier 45 (ZIL), et celles soudées sont en acier 40 (GAZ) ou 35 (ZIL), puis soumises à un durcissement HDTV. Les croix sont embouties en acier 20X (GAZ) ou en aciers 18KhGT et 20XGNTR (ZIL), les croix en acier 20XGNTR sont cémentées, les croix en acier 20XGNTR sont soumises à une nitrocarburation. Les arbres à cardan sont constitués de tubes à cardan en acier à parois minces (acier 15A ou 20), et leurs pointes cannelées sont en acier 30, 40X ou 45G2.

1.5. Sélection de prototypes

Dans la voiture GAZ-2410, l'essieu arrière est le premier. Le cardan doit transmettre le couple de l'arbre de sortie de la boîte de vitesses située devant la voiture au pignon menant de la transmission finale de l'essieu arrière. Le moment réactif sur l'essieu arrière est perçu par les ressorts. Par conséquent, l'utilisation d'une transmission à cardan fermée n'est pas pratique. Les joints homocinétiques sont utilisés dans les roues directrices motrices, par conséquent, dans ce cas, de simples joints homocinétiques avec des croix sur des roulements à aiguilles sont utilisés. La voiture n'est pas à empattement long, la distance entre l'arbre secondaire de la boîte de vitesses et le train principal est petite, vous pouvez donc utiliser une transmission à cardan avec un arbre à cardan sans intermédiaire

Riz. 18. Schéma cinématique prototype de transmission

support de trame. Le nombre de joints de cardan est de deux (aux extrémités de l'arbre). Ainsi, une rotation uniforme du pignon d'entraînement final sera assurée. Il est également nécessaire de prévoir une compensation de la variation de la distance entre la boîte de vitesses et la transmission finale, qui se produit en raison des oscillations de l'essieu arrière sur la suspension lorsque le véhicule roule. Il est pratique de réaliser une connexion cannelée de compensation à partir de la jonction du cardan et de l'arbre secondaire de la boîte de vitesses. La fixation de la chaîne cinématique au pignon d'entraînement de l'essieu arrière pour faciliter le retrait / l'installation de la transmission est bridée.

Ainsi, en tant que prototype, une transmission à cardan à double articulation avec des joints de cardan simples de vitesses angulaires inégales avec des croix sur des roulements à aiguilles avec un arbre à cardan sans support intermédiaire est sélectionnée. L'élément de compensation est une liaison cannelée du cardan avec l'arbre secondaire de la boîte de vitesses. Le schéma cinématique est illustré à la Fig.18.

2. Calcul de vérification de la transmission par cardan de la voiture GAZ-2410

Le calcul de vérification de la chaîne cinématique est effectué dans l'ordre suivant :

le mode de chargement est défini ;

déterminé tension maximale angle de torsion et de torsion de l'arbre à cardan ;

la force axiale agissant sur l'arbre à cardan est déterminée ;

une évaluation est faite de la rotation inégale de l'arbre à cardan et du moment d'inertie résultant de la rotation inégale ;

la croix du joint universel est calculée;

la fourche à cardan est calculée;

les forces admissibles agissant sur le roulement à aiguilles sont déterminées ;

le nombre de tours critique de l'arbre à cardan est déterminé ;

un calcul thermique du joint de cardan est effectué.

2.1. Modes de charge

Les arbres à cardan sont affectés par le couple transmis par la boîte de vitesses et les efforts axiaux résultant des vibrations de l'essieu moteur sur les ressorts. Avec une augmentation de la vitesse de rotation, des vibrations transversales de l'arbre à cardan peuvent se produire. La flexion transversale de l'arbre se produit en raison des forces centrifuges résultant du décalage entre l'axe de rotation de l'arbre et son centre de gravité. Un décalage peut se produire en raison d'inévitables imprécisions de fabrication, de la déviation de l'arbre sous son propre poids et d'autres causes.

Dans cet article, le calcul de vérification de la chaîne cinématique est effectué en fonction du couple maximal développé par le moteur - Mmax à une vitesse de rotation nM - lorsque la voiture roule en première vitesse, lorsque le couple transmis par la transmission est maximal ( rapport de vitesse première vitesse i1 = 3,5). Le couple maximal nominal développé par le moteur (173 Nm à 2500 tr/min) dans la tâche de conception est augmenté de 1,5 fois, de sorte que le couple calculé sera Mmax = 173  1,5 = 259,5 Nm ; nM = 2500 tr/min.

2.2. Détermination de la contrainte de torsion et de l'angle de torsion du cardan

La contrainte de torsion maximale de l'arbre, comme indiqué précédemment, est déterminée pour le cas de l'application du couple maximal du moteur et sous l'action de charges dynamiques. L'action des charges dynamiques est prise en compte par le facteur dynamique : KD = 1…3. Dans le calcul, nous prenons KD = 1.

L'arbre à cardan de la voiture GAZ-2410 est creux. Diamètre extérieur de l'arbre D = 74 mm, diamètre intérieur de l'arbre d = 71 mm.

Le moment de résistance à la torsion est déterminé par la formule

La contrainte de torsion maximale de l'arbre est déterminée par la formule

Les contraintes de torsion dans les conceptions réalisées des engrenages à cardan ont des valeurs de 100…300 MPa. La valeur de tension résultante ne dépasse pas les valeurs indiquées.

L'angle de torsion de l'arbre est déterminé par la formule

où G est le module d'élasticité en torsion, G = 8,51010 Pa ;

Icr - moment d'inertie de la section d'arbre pendant la torsion,

l est la longueur du cardan, l = 1,299 m.

L'angle de torsion par unité de longueur de l'arbre à cardan est

.

Les valeurs des angles de torsion dans les conceptions d'arbres à cardan sont à KD = 1 de 3 à 9 degrés par mètre de longueur d'arbre. La valeur résultante ne dépasse pas les valeurs spécifiées.

Ainsi, le fonctionnement normal du cardan en termes de contraintes de torsion maximales et d'angle de torsion est assuré.

2.3. Détermination de la force axiale agissant sur l'arbre à cardan

En plus du couple, l'arbre à cardan est affecté par des forces axiales Q, qui surviennent lorsque l'essieu moteur se déplace.

L'essieu arrière, lorsque le véhicule se déplace sur des irrégularités, oscille autour de l'axe de la boucle élastique selon un certain rayon R1. L'arbre à cardan oscille autour du centre du joint de cardan, par lequel il est relié à l'arbre de sortie de la boîte de vitesses selon un certain rayon R2. Du fait de l'inégalité de ces rayons, des mouvements axiaux du cardan sont effectués. La valeur des déplacements axiaux dans les modes de fonctionnement dominants est de 2 à 5 mm.

La valeur de la force axiale Q, agissant sur l'arbre à cardan lors des vibrations du véhicule, est déterminée par la formule

,

où Dsh et dsh sont les diamètres des fentes le long des protubérances et des dépressions ;

 est le coefficient de frottement dans la connexion cannelée.

Riz. 19 Schéma de transmission par cardan pour évaluer la rotation inégale des arbres

Le coefficient  dépend de la qualité du lubrifiant. Avec une bonne lubrification  \u003d 0,04 ... 0,6 (nous prenons 0,05 dans le calcul); avec une mauvaise lubrification  = 0,11 ... 0,12 (nous prenons 0,115 dans le calcul). En cas de brouillage,  = 0,4 ... 0,45 (on prend 0,45 dans le calcul). Pour la connexion cannelée de l'entraînement par cardan de la voiture GAZ-2410 Dsh = 28 mm, dsh = 25 mm.

Alors l'amplitude de la force axiale sera:

avec une bonne lubrification

;

avec une mauvaise lubrification

;

quand il est coincé

.

Les forces axiales générées dans la transmission chargent les roulements de la boîte de vitesses et de la transmission finale. Une diminution de la charge axiale aura lieu en présence d'une articulation dans laquelle les frottements de glissement lors du mouvement axial seront remplacés par des frottements de roulement (cannelures à billes).

2.4. Estimation de la non-uniformité de rotation et du moment d'inertie

Pour un joint de cardan unique reliant l'arbre secondaire de la boîte de vitesses (arbre A) et l'arbre de cardan (arbre B), le rapport entre les angles  et  de rotation des arbres (voir Fig. 19) peut être représenté par l'expression

.

Ici 1 est l'angle entre les axes des arbres considérés (skew angle). En différenciant cette expression, on obtient

Les vitesses angulaires des arbres sont des dérivées de l'angle de rotation par rapport au temps. Compte tenu de cela, à partir de l'expression précédente, nous pouvons obtenir le rapport entre les vitesses angulaires des arbres :

.

Après transformations algébriques, on obtient la dépendance de la vitesse angulaire de l'arbre mené B sur la vitesse angulaire de l'arbre menant A, l'angle de rotation de l'arbre menant et l'angle de désalignement des arbres :

.

Il découle de cette dépendance que A = B uniquement lorsque 1 = 0. Dans le cas général, 1  0, c'est-à-dire à vitesse uniforme rotation de l'arbre A, l'arbre B tournera de façon inégale. La valeur de la différence entre les valeurs A et B dépend de l'angle entre les arbres 1. Compte tenu de l'angle de rotation de l'arbre A, il est possible d'estimer l'irrégularité de rotation de l'arbre B à angle constant entre les arbres et à vitesse de rotation constante de l'arbre moteur.

Comme indiqué ci-dessus, la transmission par cardan est calculée pour le cas du couple maximal. Le moteur développe un couple maximal à nM = 2500 tr/min. Le couple maximal est transmis par la transmission lorsque la première vitesse est engagée. Dans ces conditions, la vitesse de rotation de l'arbre moteur A est déterminée par la formule

.

L'angle de désalignement des arbres est supposé être maximal - 1 = 3.

Fig.20 Graphiques de dépendance des vitesses angulaires arbres à cardan de l'angle de rotation de l'arbre d'entraînement

Les valeurs de la vitesse angulaire de l'arbre B en fonction de l'angle de rotation de l'arbre A sont présentées dans le tableau 1. Le graphique de dépendance est sur la figure 20.

Tableau 1.

La valeur de la vitesse angulaire des arbres à cardan à différents angles de rotation de l'arbre d'entraînement.

deg.

Le rapport entre les angles de rotation des arbres B et C a la forme

.

Montrons que si les désalignements des arbres sont égaux, c'est-à-dire à 1 = 2, les vitesses angulaires des arbres A et C seront également égales. En tenant compte de la position des fourches de l'axe B et du déplacement des fourches avant des charnières de 90 l'une par rapport à l'autre, on obtient, en comptant l'angle de rotation à partir de la position de l'axe A,

Ou

.

Étant donné que

, à partir de l'expression résultante, nous trouvons le rapport entre les angles de rotation de l'arbre A et de l'arbre C :

.

On peut voir à partir de cette dépendance qu'à 1 = 2,

, et donc  = . Ainsi, une rotation uniforme du pignon d'entraînement du pignon principal est assurée avec une rotation uniforme de l'arbre secondaire de la boîte de vitesses, bien que l'arbre à cardan lui-même, à travers lequel le couple est transmis, tourne de manière inégale.

Lorsque la voiture est en mouvement, en raison d'une rotation inégale, l'arbre B sera en outre chargé d'un moment d'inertie

,

où IA et IB sont les moments d'inertie des parties tournantes, ramenés respectivement aux arbres A et B.

2

Riz. 21 Schéma de calcul de la croix de cardan

.5. Calcul de la croix de cardan

La force P agit sur la pointe de la croix du cardan (Fig. 21). L'amplitude de cette force est déterminée par la formule

,

où R est la distance entre l'axe de la croix et le milieu de la pointe, R = 33 mm.

La force P agit sur la pointe de la croix, la faisant s'effondrer, se plier et se couper. La contrainte d'écrasement des goujons ne doit pas dépasser 80 MPa, la contrainte de flexion - 350 MPa, la contrainte de cisaillement - 170 MPa.

La contrainte d'effondrement est déterminée par la formule

où d est le diamètre de la pointe, d = 16 mm ;

l est la longueur de la pointe, l = 13 mm.

Le moment de résistance à la flexion de la section de la pointe de la croix est déterminé par la formule

Contrainte de flexion

Tension de cisaillement

Comme vous pouvez le voir, toutes les tensions ne dépassent pas les valeurs autorisées.

Les forces P appliquées aux pointes donnent également la résultante N, qui provoque des contraintes de traction dans la section n-n. Pour la croix de joint universel GAZ-2410, la section transversale dans laquelle ces contraintes se produisent est F = 4,9 cm2. Les contraintes de traction sont déterminées par la formule

La contrainte de traction admissible est de 120 MPa. La tension réelle ne dépasse pas la valeur autorisée. Le fonctionnement normal des pointes de la croix de cardan pour l'écrasement, la flexion, le cisaillement et la croix de joint pour la traction est assuré.

2

Riz. 22 Schéma de calcul de la culasse à cardan.

.6. Calcul de la fourche à cardan

Lors de la vérification du calcul de la fourche à joint universel, une section faible du bras de fourche est sélectionnée. Le schéma de calcul de la fourche à joint universel est illustré à la figure 22. La patte perçoit la force P du côté de la pointe transversale. Sous l'action de cette force dans la section de la patte rendue proche du rectangle, des contraintes de flexion et de torsion apparaissent simultanément.

La longueur et la largeur de la section, déterminées à partir du dessin, sont respectivement égales à a = 45 mm, b = 15 mm. Les épaules des forces sont égales à c = 21 mm, m = 3 mm. Le coefficient  requis lors de la détermination des moments de module de section dépend du rapport entre la longueur et la largeur de la section. Pour cette section (a/b = 3)  = 0,268.

Pour déterminer les contraintes agissant dans la section considérée de la patte de la fourche à cardan, il est nécessaire de déterminer les moments de résistance des sections.

Moment de résistance de la section à la flexion autour de l'axe x-x (voir Fig. 22)

Moment de résistance à la flexion autour de l'axe y-y

Moment de résistance à la torsion lors de la détermination des contraintes aux points 1 et 3

Moment de résistance à la torsion lors de la détermination des contraintes aux points 2 et 4

Contrainte de flexion aux points 2 et 4

Contrainte de flexion aux points 1 et 3

Contrainte de torsion aux points 2 et 4

Contrainte de torsion aux points 1 et 3

Les contraintes résultantes les plus élevées aux points considérés de la section sont déterminées selon la théorie de l'énergie de déformation de la résistance des matériaux (4ème théorie de la résistance). Selon cette théorie, la plus grande contrainte résultant de la flexion et de la torsion aux points 1 et 3

La contrainte résultante la plus élevée aux points 2 et 4

Les valeurs des contraintes admissibles dans les structures achevées sont [] = 50 ... 150 MPa. Comme vous pouvez le voir, aux points 1 et 3, les contraintes réelles dépassent celles autorisées. Fournir fonctionnement normal la culasse à cardan, il est nécessaire de réduire les contraintes agissant dans ses sections. Ceci peut être réalisé en augmentant la taille de la section, en augmentant, par exemple, sa largeur b. A partir de la formule de la contrainte la plus élevée résultant de la flexion et de la torsion aux points 1 et 3, nous pouvons obtenir la formule suivante pour sélectionner la largeur de la section :

.

Prenons la tension à fournir aux points 1 et 3 de la section, [] = 140 MPa. Alors la valeur de b sera de 16,9 mm. C'est-à-dire que pour assurer le fonctionnement normal de la fourche à joint universel, la largeur de la section transversale de sa patte doit être augmentée de 2 mm.

2.7. Détermination de la force admissible agissant sur un roulement à aiguilles

La force admissible est déterminée par la formule

,

où i est le nombre de rouleaux ou d'aiguilles, i = 29 ;

l est la longueur de travail du rouleau, l = 1,4 cm ;

d est le diamètre du rouleau, d = 0,2 cm ;

k est un facteur de correction qui tient compte de la dureté. Avec la dureté des surfaces de roulement de la pointe des croix du boîtier de roulement et des rouleaux eux-mêmes, qui sont de 59-60 selon Rockwell, k = 1.

Le nombre de tours de goujons par minute est déterminé par la formule (pour l'angle entre les axes des arbres à cardan  = 3)

.

La force admissible sera alors égale à

Au paragraphe 2.5. la force réelle agissant sur la pointe de la croix a été déterminée. Il est transmis à la culasse du cardan et charge le roulement à aiguilles. Sa valeur (P = 13,8 kN) ne dépasse pas une certaine valeur admissible de la force chargeant le roulement à aiguilles. Par conséquent, le fonctionnement normal du roulement est assuré.

2.8. Calcul du nombre de tours critique de l'arbre à cardan

Lorsque l'arbre tourne sous l'effet des forces centrifuges résultant d'un décalage même léger entre l'axe de rotation de l'arbre et le centre de gravité, une flexion transversale de l'arbre peut se produire. Lorsque la vitesse de rotation se rapproche de l'amplitude critique, les oscillations transversales de l'arbre augmentent et l'arbre peut casser. Par conséquent, lors de la fabrication, l'arbre à cardan est soumis à un équilibrage.

La valeur de la vitesse angulaire critique cr est affectée par :

la nature de l'arbre pincé dans les roulements ;

jeux dans les articulations et les roulements ;

désalignement des pièces ;

non-circularité et variation de paroi du tuyau et un certain nombre d'autres facteurs.

Pour un arbre de section constante avec une charge uniformément répartie égale à son propre poids et reposant librement sur des supports qui ne perçoivent pas de moments de flexion

,

où l est la longueur du puits entre les supports, l = 1,299 m ;

E – module d'élasticité, E = 21011 N/m2 ;

I est le moment d'inertie de la section d'arbre ;

m est la masse d'une unité de longueur de l'arbre.

Étant donné que

Et alors

(D, d sont les diamètres extérieur et intérieur de la section creuse de l'arbre, égaux respectivement à 75 mm et 71 mm), on obtient la formule suivante pour déterminer la vitesse angulaire critique

.

Ensuite, la vitesse critique de l'arbre à cardan sera déterminée

Pour un fonctionnement normal de l'arbre à cardan, il est nécessaire que la condition suivante soit remplie ncr  (1,15 ... 1,2) nmax. Ici nmax est la vitesse maximale de l'arbre à cardan. Il est égal au régime moteur maximal, qui pour le GAZ-2410 est d'environ 5000 tr/min. Ainsi, ncr ne doit pas être inférieur à 5750…6000 rpm. Comme vous pouvez le voir, cette condition est remplie et le fonctionnement normal de la transmission est assuré.

2.9. Calcul thermique du joint universel

Le travail de frottement sur les pointes du cardan provoque son échauffement. L'équation du bilan thermique peut être représentée sous la forme suivante :

où L est la puissance fournie au joint de cardan, J/s ;

dt est le temps de fonctionnement du joint de cardan, s ;

m est la masse de la pièce, kg ;

c est la capacité thermique spécifique du matériau de la pièce (pour l'acier c = 500 J/(kgС));

k – coefficient de transfert de chaleur, dans ce calcul k = 42 J/(m2sС);

F'' – surface de refroidissement des pièces chauffées, m2 ;

 - la différence entre la température des parties de cardan chauffées T1 et la température de l'air ambiant T2, С ;

d - augmentation de la température des parties chauffées du joint de cardan, С.

On peut voir à partir de l'équation du bilan thermique qu'une partie de la chaleur fournie au joint universel en raison du travail de frottement est dépensée pour chauffer les parties du joint universel. Une autre partie est transférée dans l'environnement. Le calcul thermique a pour but de déterminer l'échauffement des pièces du cardan en fonction du temps de fonctionnement. Ce chauffage est déterminé par la valeur  = T1 – T2. Avant le début du fonctionnement de la charnière, la température de ses parties est supposée égale à la température de l'air ambiant. Connaissant la quantité de chauffage et la température de l'air ambiant, il est possible de déterminer la température réelle des pièces de charnière.

Avant de compiler l'équation du bilan thermique, il est nécessaire de trouver la surface de refroidissement des pièces du joint universel. Les schémas de détermination de cette zone sont illustrés à la figure 23.

Les aires de surfaces de refroidissement sont définies comme les aires de figures géométriques plates simples. Ils composent :

la zone de la joue externe Sext. Sch. = 0,00198 m2 ;

zone de la joue intérieure Sint. Sch. = 0,00156 m2 ;

zone de la joue latérale S. Sch. = 0,0006 m2 ;

l'aire de la moitié de la surface de la croix, Screst. = 0,0009 m2.

Riz. 23 Surfaces de transfert de chaleur des parties chauffées du joint de cardan :

UN) - joue extérieure de la fourche; b)- la joue intérieure de la fourche ; V)- joue latérale de la fourche ; G)- croix.

Lors de la détermination de la surface totale de la surface de refroidissement des pièces du joint de cardan, il faut tenir compte du fait que la surface de la joue intérieure de la fourche n'est pas entièrement utilisée pour le transfert de chaleur, car elle comprend la pointe de la croix sur le roulement à aiguilles. Le rayon d'appui est R = 15 mm. Ensuite, la superficie totale sera déterminée

De plus, pour compiler l'équation du bilan thermique, une masse de pièces est nécessaire, à laquelle une partie de la chaleur qui se produit lors du frottement dans la charnière est transférée. La masse de la croix, déterminée selon son dessin d'exécution, est mcross. = 0,278 kg. La masse de la joue de fourche peut être déterminée par la formule ( = 7800 kg / m3 - la densité du matériau des pièces)

La masse totale des pièces m sera alors mcross. + 4m de joues = 1,018 kg.

La puissance L fournie au cardan est déterminée par la formule

,

où Mmax est le couple maximal développé par le moteur, Mmax = 259,5 Nm ;

i1 - rapport de démultiplication du premier rapport de la boîte de vitesses, i1 = 3,5;

 - coefficient de frottement entre la pointe et la fourche,  = 0,03 ;

dsh – diamètre de la pointe transversale, dsh = 0,016 m ;

n est la fréquence de rotation du cardan à la puissance maximale développée par le moteur, est déterminée par la formule suivante :

;

R est la distance entre l'axe de rotation de la fourche et le point d'application de la force, R = 0,036 m ;

 - angle d'inclinaison entre les arbres,  = 3.

Ainsi, la puissance fournie au cardan sera égale à

Le chauffage du joint de cardan est déterminé par la formule

.

La valeur du paramètre A est

.

Après avoir substitué toutes les valeurs numériques connues dans la formule pour déterminer le chauffage du joint universel, nous obtenons la relation suivante entre le chauffage et le temps de fonctionnement du joint universel :

.

La dépendance de l'échauffement des parties du joint de cardan au moment de son fonctionnement est présentée dans le tableau 2. Le graphique de la dépendance est à la figure 23.

Tableau 2.

Valeurs des pièces chauffantes du joint de cardan en fonction du temps de son fonctionnement.

Temps de fonctionnement du cardan

Riz. 23 Dépendance de la différence entre la température des parties chauffées du joint universel et la température de l'air ambiant sur le temps de fonctionnement du joint universel.

On peut voir sur le graphique qu'après le début du fonctionnement de la charnière, l'échauffement des pièces augmente progressivement et au bout d'un certain temps il devient approximativement constant et égal à 45,8°C. Cela indique l'équilibre des processus de génération de chaleur et son élimination dans le matériau des pièces et l'environnement. Les roulements à aiguilles à joint universel GAZ-2410 sont lubrifiés avec des huiles pour engrenages TAD-17i ou TAP-15V. La limite supérieure de la plage de température de leur application est d'environ 130…135С. Si nous prenons la température de l'air ambiant égale à 25С, alors la température des parties du joint de cardan, après 4 heures de fonctionnement, sera d'environ 70С. On peut voir qu'il ne dépasse pas la limite supérieure de la plage d'application du lubrifiant. Par conséquent, des conditions de lubrification normales et un fonctionnement normal du joint universel sont assurés.

Conclusion

Au paragraphe 2 du projet de cours, un calcul de vérification de la transmission de la voiture GAZ-2410 a été effectué. Le but de ce calcul était de vérifier l'opérabilité de la transmission par cardan avec une augmentation du couple transmis de 1,5 fois par rapport au nominal indiqué dans les caractéristiques techniques de la voiture.

Le calcul a montré que dans de nouvelles conditions de fonctionnement :

les contraintes de torsion tangentielles apparaissant dans la section transversale de l'arbre à cardan ne dépassent pas les valeurs admissibles ;

l'angle de torsion de l'unité de longueur de l'arbre est dans des limites acceptables ;

les contraintes d'écrasement, de cisaillement et de flexion des pointes de la croix du cardan et la contrainte de traction de la croix sont admissibles ;

la force réelle agissant sur le roulement à aiguilles ne dépasse pas le maximum calculé possible,

le rapport entre la vitesse de rotation critique de l'arbre de transmission et sa vitesse maximale de fonctionnement, nécessaire au fonctionnement normal de la chaîne cinématique, est respecté ;

pendant le fonctionnement du joint de cardan, la température normale des pièces est assurée.

Des résultats insatisfaisants n'ont été obtenus que lors du calcul de la culasse à joint universel - les contraintes maximales à des points individuels de la section dépassaient les limites admissibles. (voir article 2.6). Pour assurer le fonctionnement normal de la fourche, il est nécessaire d'augmenter la section transversale de sa patte. Les dimensions de la section agrandie sont données à l'article 2.6.

Ainsi, l'opérabilité de la transmission à cardan de la voiture GAZ-2410 avec une augmentation du couple transmis de 1,5 fois est assurée sans pratiquement aucun changement dans la conception de la transmission (à l'exception d'une augmentation de la section transversale de la fourche à joint universel jambe). Cela suggère que lors de la conception d'une voiture, la chaîne cinématique (et donc toute la transmission) a été conçue "avec une marge". Lors du choix des données initiales pour le calcul, il a été supposé qu'un moteur ZMZ-4021 était installé sur une voiture non modernisée, développant un couple de 173 Nm. Cependant, comme indiqué dans le manuel d'instructions, le moteur ZMZ-402, qui développe un couple de 182 Nm, peut être installé à la place. Lors de l'installation de diverses unités de puissance, les modifications de la transmission du véhicule ne sont pas fournies. Selon les résultats du calcul effectué dans ce travail, il est clair qu'il est possible d'installer un moteur développant un couple allant jusqu'à environ 260 Nm sur une voiture GAZ-2410 sans changements significatifs dans la conception de la transmission.

Littérature

Voitures "Volga": manuel d'utilisation. – 7e éd. - Gorki : Imprimerie de l'usine automobile, 1990. - 176 p. - (Département de conception et de travail expérimental de l'usine automobile de Gorky).

Anokhin V.I. Voitures domestiques. – M. : Mashinostroenie, 1968. – 832 p.

Bashkardin A.G., Kravchenko P.A. Voitures. Workflows et bases de calcul. - L. : LISI, 1981. - 58 p.

Zvyagin A.A., Kravchenko P.A. Conception de voiture. Cours "Voitures", partie 3. Question 1 : transmission automobile. - L. : LISI, 1975. - 88 p.

Bref guide automobile. - 10e éd., révisée. et supplémentaire - M. : Transports, 1985. - 220 p., ill., onglet. - (Institut d'État scientifique et de recherche des transports automobiles).

Osepchugov V.V., Frumkin A.K. Voiture: Analyse structurelle, éléments de calcul: un manuel pour les étudiants universitaires dans la spécialité "Automobiles et économie automobile". - M. : Mashinostroenie, 1989. - 304 p., ill.

GAZ - Travail de diplôme >> Transport

Pouvoir transmission, il comprend : embrayage, boîte de vitesses engrenage, cardan diffuser, maison diffuser, différentiel ... à la puissance transfert. En puissance transfert voiture GAZ-51A est installé ... mais en équilibre calculs la moyenne réelle est déterminée ...

Approuvéet mettre en vigueur

par ordre Rostekhregulirovaniya

NORME NATIONALE DE LA FÉDÉRATION DE RUSSIE

VÉHICULES AUTOMOBILES

CARTES TRANSMISSIONS AVEC JOINTS

VITESSES ANGULAIRES INÉGALES

SPÉCIFICATIONS GÉNÉRALES

Véhicules. Engrenages à cardan de véhicules à joints

devitesses angulaires inégales. Exigences techniques générales

GOST R 52430-2005

Groupe D25

OKS 43.040.50 ;

OKP 45 9128

Date d'introduction

Avant-propos

Objectifs et principes de la normalisation dans Fédération Russeétabli par la loi fédérale du 27 décembre 2002 N 184-FZ "sur la réglementation technique" et les règles d'application des normes nationales de la Fédération de Russie - GOST R 1.0-2004 "Normalisation dans la Fédération de Russie. Dispositions fondamentales".

À propos de la norme

1. Développé par l'entreprise unitaire de l'État fédéral "Ordre central de la bannière rouge de la recherche sur le travail automobile et institut automobile"(FGUP "NAMI"), JSC "BELCARD".

2. Introduit par le Comité Technique de Normalisation TC 56 "Transport Routier".

3. Approuvé et mis en vigueur par arrêté de l'Agence fédérale de réglementation technique et de métrologie du 28 décembre 2005 N 407-st.

4. Introduit pour la première fois.

1 domaine d'utilisation

Cette norme s'applique aux engrenages à cardan avec joints de vitesses angulaires inégales, leurs composants et pièces conçus pour les transmissions de véhicules à moteur (ci-après dénommés ATS) des catégories M et N conformément à GOST R 52051. Il est permis d'étendre la norme à engrenages à cardan d'autres véhicules, machines et mécanismes.

Cette norme utilise des références aux normes suivantes :

GOST R 52051-2003. Mécanique Véhicules et remorques. Classification et définitions

GOST 8.051-81. Système étatique pour assurer l'uniformité des mesures. Erreurs autorisées lors de la mesure de dimensions linéaires jusqu'à 500 mm

GOST 9.014-78. Système unifié de protection contre la corrosion et le vieillissement. Protection anticorrosion temporaire des produits. Exigences générales

GOST 9.104-79. Système unifié de protection contre la corrosion et le vieillissement. Revêtements de peinture. Groupes de conditions de fonctionnement

GOST 15.309-98. Système de développement et de production de produits. Essais et réception des produits fabriqués. Points clés

GOST 15140-78. Matériaux de peinture. Méthodes de détermination de l'adhérence

GOST 15150-69. Machines, appareils et autres produits techniques. Versions pour différentes régions climatiques. Catégories, conditions d'exploitation, de stockage et de transport en fonction de l'impact des facteurs climatiques de l'environnement.

Note. Lors de l'utilisation de cette norme, il est conseillé de vérifier l'effet des normes de référence dans le système d'information public - sur le site officiel de l'organisme national de la Fédération de Russie pour la normalisation sur Internet ou selon l'index d'information publié chaque année "Normes nationales" , qui a été publié à partir du 1er janvier de l'année en cours, et selon les panneaux d'information publiés mensuels correspondants publiés dans l'année en cours. Si le document de référence est remplacé (modifié), alors lors de l'utilisation de cette norme, vous devez être guidé par le document remplacé (modifié). Si le document référencé est annulé sans remplacement, la disposition dans laquelle le lien vers celui-ci est donné s'applique dans la mesure où ce lien n'est pas affecté.

3. Termes et définitions

Dans cette norme, les termes suivants sont utilisés avec leurs définitions respectives :

3.1. Engrenage à cardan : unité ATS, composée de deux ou plusieurs arbres à cardan, de supports intermédiaires (si nécessaire) et conçue pour transmettre le couple d'une unité à l'autre, dont les axes d'arbre ne coïncident pas et peuvent changer de position relative.

3.2. Arbre à cardan : un arbre réalisé sous la forme d'un tuyau ou d'une tige, ou d'une combinaison d'un tuyau et d'une tige, avec des joints de cardan ou de semi-cardan, y compris des joints de semi-cardan élastiques, qui peuvent avoir un mécanisme pour changer la longueur de l'arbre.

3.3. Joint de cardan : une paire rotative cinématique conçue pour relier des arbres avec des axes sécants et offrir la possibilité de transmettre un couple à un angle variable.

3.4. Double cardan : ensemble cinématique constitué de deux cardan de vitesses angulaires inégales, reliés l'un à l'autre par des surfaces de liaison ou à l'aide d'une pièce commune.

3.5. Longueur du cardan : distance entre les surfaces de raccordement des brides du joint.

Remarques. 1. Il est permis de prendre la distance entre les centres des charnières ou d'autres éléments structurels comme longueur de l'arbre, par exemple, la distance entre le centre de la charnière et le centre du roulement du support intermédiaire.

2. S'il existe un mécanisme permettant de modifier la longueur de l'arbre à cardan, sa longueur minimale doit être considérée comme la distance entre les surfaces de raccordement des brides dans la position complètement comprimée de l'arbre à cardan, et pour la longueur maximale - le total valeur de la longueur minimale de l'arbre à cardan et de la course maximale admissible dans son mécanisme de changement de longueur.

3.6. Le mécanisme de modification de la longueur de l'arbre à cardan: un dispositif qui permet de modifier la longueur de l'arbre à cardan lorsque la distance entre les unités reliées par la transmission à cardan change.

3.7. Longueur du cardan : distance entre les surfaces de raccordement du ou des arbres à cardan ou d'autres éléments structurels.

3.8. Arbre porte-hélice intermédiaire : mécanisme utilisé comme support lors de la liaison de deux arbres d'un arbre porte-hélice.

3.9. Angles d'installation de la transmission à cardan : angles dans les charnières de la transmission à cardan du véhicule automatique de poids total, qui se trouve sur une surface horizontale.

3.10. Angle maximum angle d'articulation : angle d'articulation maximal possible lors d'un mouvement de rotation.

3.11. Couple de charnière : le couple nécessaire pour surmonter la résistance au mouvement angulaire relatif au niveau d'une charnière.

3.12. Force de mouvement axial dans le mécanisme pour modifier la longueur de l'arbre à cardan: la force nécessaire au mouvement axial relatif des éléments du mécanisme, non chargé de couple et (ou) de moments de flexion de l'arbre à cardan.

3.13. Angle de braquage des fourchettes du cardan : déplacement angulaire relatif des axes des trous des fourchettes du cardan.

4. Principaux paramètres et exigences techniques

4.1. Les principaux paramètres des engrenages à cardan sont:

Longueur minimale;

Longueur maximale;

Angle de rotation maximal dans la charnière ;

La force du mouvement axial dans le mécanisme de changement de longueur ;

déséquilibre;

Tenue au couple sans déformation permanente ;

Couple qui peut être maintenu sans détruire les pièces.

4.2. Le calcul de la vitesse critique du cardan est donné en annexe A.

4.3. Le balourd admissible de l'arbre à cardan, rapporté à chacun des supports, ne doit pas dépasser le produit de sa masse attribuable à ces supports et le balourd spécifique spécifié dans le tableau 1.

Tableau 1

Normes de balourd spécifique du cardan

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

│Vitesse de rotation maximale│Balourd spécifique visé│

│ arbre à cardan dans la transmission, │ au support de l'arbre porte-hélice, g x cm/kg, │

│-1│pas plus│

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

│Jusqu'à 500 inclus .│25│

│St.500"1500"│15│

│"1500"2500"│10│

│"2500"4000"│6│

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

Remarques. 1. Pour les arbres courts sans tuyau ou avec un tuyau jusqu'à 300 mm, le déséquilibre admissible est défini dans la documentation de conception (CD) du développeur.

2. Le calcul du déséquilibre de l'arbre à cardan attribuable à ses supports est donné à l'annexe B. Sur la base des résultats du calcul (si nécessaire), la conception doit être optimisée pour réduire les écarts dans les charnières, le mécanisme de modification de la longueur ou réduire le poids du cardan ou de l'arbre à cardan.

4.4. Le couple maximal transmis par le cardan ou l'arbre à cardan ne doit pas dépasser les valeurs spécifiées dans la documentation de conception, correspondant à :

L'absence d'apparition de déformations résiduelles de la transmission ou de l'arbre de transmission ;

L'absence de dommages à la transmission ou à l'arbre de transmission.

4.5. Les valeurs admissibles de faux-rond radial du tube d'arbre à cardan, les jeux radiaux et axiaux dans les charnières, les forces de déplacement axial dans le mécanisme de changement de longueur et le couple dans la charnière sont définis dans la documentation de conception du développeur.

4.6. Les engrenages à cardan complets doivent être peints conformément aux exigences de GOST 9.104.

Autorisé ne tache pas cages de roulement, cavités de bride, croix, surfaces intérieures de pattes et bouchons de bouchons.

Les surfaces de raccordement et de centrage des brides du cardan doivent être protégées de la peinture conformément aux exigences de la documentation de conception du fabricant.

4.7. L'adhérence du film de peinture de l'arbre à cardan ne doit pas dépasser 2 points selon GOST 15140.

4.8. Les revêtements de peinture et de vernis appliqués doivent permettre de teinter les engrenages à cardan avec des peintures à séchage naturel.

4.9. Les produits achetés avec une durée de conservation limitée doivent être utilisés pour assembler les engrenages à cardan dans les délais spécifiés dans les documents pour la fourniture de ces produits.

4.10. Le moyen de transmission par cardan installé ne doit pas être moins qu'approprié Ressource PBX à laquelle il est destiné.

4.11. Les angles d'installation admissibles des arbres à cardan dans les transmissions sont indiqués à l'annexe B.

4.12. Les écarts admissibles dans la forme des surfaces de liaison des brides-fourchettes des arbres à cardan, des brides des unités reliées par des engrenages à cardan sont indiqués à l'annexe D.

5. Règles d'acceptation

5.1. Le contrôle de réception (PC) des produits est effectué par le service de contrôle technique (STK) du fabricant.

5.2. Les engrenages à cardan et leurs éléments sont soumis à des essais de réception (ACI) et à des essais périodiques (PI) après contrôle de réception. Les tests sont effectués conformément à GOST 15.309 et à la documentation technique du fabricant.

5.3. Si les contrats de fourniture prévoient une réception par un organisme indépendant (représentant du client ou du consommateur), alors la réception est effectuée par le bureau de représentation désigné en présence du STC du fabricant.

5.4. Des tests périodiques des engrenages à cardan sont effectués sur au moins trois produits, au moins une fois tous les six mois. Résultats de tests positifs modèles de base les engrenages à cardan peuvent être étendus à leurs options de conception (modifications, variantes).

Les essais périodiques des modifications du cardan peuvent être remplacés par des essais du modèle de base.

5.5. Les paramètres vérifiés lors des essais (PSI, PI) sont donnés en Annexe D.

5.6. Le consommateur a le droit de procéder à un contrôle sélectif de la conformité des engrenages à cardan, de leurs composants et pièces aux exigences de la présente norme et de la documentation de conception de l'entreprise de développement.

Le contrôle est effectué dans le cadre du contrôle de réception STK.

6. Méthodes de contrôle (tests)

6.1. Intégralité, assemblage correct, aspect des soudures, état extérieur Revêtement de protection, l'absence de fissures, de bosses et d'autres dommages mécaniques à la surface des tuyaux et des pièces d'accouplement, la fixation des plaques d'équilibrage (voir annexe E) est vérifiée visuellement.

6.2. Les dimensions linéaires et angulaires sont mesurées avec les erreurs maximales tolérées établies par GOST 8.051.

6.3. Les angles de rotation dans les joints de cardan, ainsi que l'angle de rotation des fourches de l'arbre à cardan, sont mesurés au moyen de mesures angulaires avec une erreur de +/- 1 °.

6.4. Le battement radial du tuyau d'arbre à cardan est mesuré en se basant sur les surfaces de raccordement avec une erreur de +/- 0,01 mm.

6.5. Les jeux radiaux et axiaux dans la charnière ou leur valeur totale sont mesurés avec une précision d'au moins 0,01 mm. Les valeurs de jeu peuvent être déterminées sur la base des résultats de la mesure des dimensions de la croix et des roulements, en tenant compte des éventuels mouvements axiaux (le long des pointes de la croix) dans les connexions "roulement-chape".

6.6. La force de déplacement axial dans le mécanisme de changement de longueur est déterminée avec une précision de 5 % de la valeur maximale.

6.7. Le moment de rotation dans la charnière est déterminé avec une précision de 2,5 % de la valeur maximale.

6.8. Pour évaluer la résistance des arbres à cardan et des joints de cardan, ils sont affectés par le couple spécifié dans la documentation de conception, avec une précision de 2,5% de sa valeur.

6.9. Le déséquilibre du cardan est déterminé avec une précision de 10% de la valeur admissible, avec un déséquilibre inférieur à 20 g x cm - avec une précision de 2 g x cm.

6.10. Les arbres à cardan doivent être équilibrés dynamiquement. Le mode d'équilibrage dynamique est défini dans le DD par l'entreprise-développeur de la chaîne cinématique, à condition que les normes de balourd indiquées dans le tableau 1 soient respectées.

6.11. Les engrenages à cardan doivent être équilibrés comme un ensemble avec tous les arbres et supports intermédiaires.

La possibilité d'un équilibrage séparé des arbres à cardan avec plus de trois joints de cardan est établie dans la documentation de conception du développeur.

6.12. L'équilibrage des arbres à cardan avec un mécanisme de changement de longueur doit être effectué à la longueur spécifiée dans le DD du développeur.

6.13. Les brides-fourches des engrenages à cardan pesant plus de 5 kg doivent être en outre équilibrées avant d'assembler l'entraînement par cardan conformément à la documentation de conception du développeur.

6.14. Lors de la réinstallation sur une machine à équilibrer, le balourd du cardan ne doit pas dépasser la valeur admissible.

6.15. Le contrôle du déséquilibre est effectué après le contrôle du prix de division de l'échelle appareil de mesure conformément à 6.9 et le réglage correct de l'équilibreuse.

6.16. L'adhérence du film de peinture de l'engrenage à cardan doit être déterminée par la méthode des coupes en treillis conformément à GOST 15140.

6.17. La dureté de la couche superficielle des pointes des croix est vérifiée selon la méthodologie du fabricant.

7. Marquage

7.1. Les engrenages à cardan sont marqués, permettant leur identification. Le contenu du marquage, la méthode et le lieu d'application au produit sont définis dans la documentation de conception de l'entreprise en développement conformément à.

8. Emballage

8.1. L'emballage des engrenages à cardan, des assemblages et des pièces doit garantir leur sécurité contre dommages mécaniques, exposition aux précipitations et à la pollution. Le type d'emballage, ainsi que la possibilité de son absence, sont indiqués dans les documents de livraison.

9. Transport et stockage

9.1. Les engrenages à cardan, les composants et les pièces sont transportés par n'importe quel mode de transport qui assure leur sécurité contre les dommages mécaniques, la pollution et les précipitations. Groupe de conditions de transport 6 (OZh2), stockage - 3 (Zh3) selon GOST 15150.

Il est permis, après accord entre le fabricant et le consommateur, d'appliquer d'autres conditions de transport et de stockage conformément à GOST 15150.

9.2. Toutes les surfaces métalliques extérieures non peintes des engrenages à cardan, leurs assemblages et pièces à assembler ou pièces de rechange doivent être mis en veilleuse conformément à GOST 9.014 pendant la période spécifiée dans les documents de livraison.

10. Mode d'emploi

10.1. Le fonctionnement et l'entretien des engrenages à cardan doivent être effectués conformément au manuel d'utilisation du véhicule sur lequel ils sont installés.

11. Garanties du fabricant

11.1. Le fabricant garantit la conformité des engrenages à cardan aux exigences de cette norme, sous réserve des règles de fonctionnement, de transport et de stockage établies par l'entreprise.

11.2. Période de garantie fonctionnement et garantie le temps de fonctionnement des engrenages à cardan fournis pour le montage ne doit pas être moins que la garantie la durée et la durée de fonctionnement de la garantie du central téléphonique automatique auquel ils sont destinés.

11.3. La période de garantie de fonctionnement et la durée de fonctionnement de la garantie des engrenages à cardan fournis pour le montage sont calculées conformément aux obligations de garantie du central téléphonique automatique et de celles fournies en tant que pièces de rechange - à partir du moment où elles sont installées sur le central téléphonique automatique.

Les engrenages à cardan fournis pour l'ensemble complet doivent être installés sur le véhicule dans les délais spécifiés dans la documentation technique du produit.

11.4. Période de garantie de stockage des engrenages à cardan - pas plus de 12 mois.

La période de garantie de stockage des engrenages à cardan est calculée à partir de la date d'expédition des produits.

Application UN

(référence)

CALCUL DE LA VITESSE CRITIQUE DE L'ARBRE D'HÉLICE

Pour un arbre à cardan avec un tube en acier, la vitesse critique , , est calculée par la formule

, (1)

où D est le diamètre extérieur du tuyau, cm;

d est le diamètre intérieur du tuyau, cm;

L - la distance maximale entre les axes des charnières de l'arbre à cardan, cm;

où est la fréquence de rotation de l'arbre à cardan dans la transmission (la fréquence propre des vibrations transversales de l'arbre selon la première forme), correspondant à vitesse de pointe ATS, .

Remarques. 1. Dans ce calcul, l'élasticité des supports n'est pas prise en compte.

2. Pour les engrenages à cardan avec support intermédiaire, la valeur L est prise égale à la distance de l'axe d'articulation à l'axe du palier du support intermédiaire.

La vitesse critique de l'arbre, réalisé sous la forme d'une tige entre les joints de cardan, est calculée à d égal à zéro.

La vitesse de rotation critique de l'arbre à cardan, composé d'un tuyau et d'une tige, est calculée sur la base de la valeur donnée de la longueur du tuyau, cm, selon la formule

, (2)

où est la longueur du tuyau d'arbre, cm;

La longueur du tuyau qui remplace l'arbre de l'arbre, voir.

La longueur du tuyau remplaçant la tige de l'arbre est calculée par la formule

, (3)

où est la longueur de la tige de l'arbre, cm;

Diamètre de l'arbre, cm.

La fréquence critique de rotation de l'arbre à cardan, compte tenu de l'élasticité de ses supports dans la transmission, est établie expérimentalement par l'entreprise-développeur du central téléphonique automatique.

La fréquence de rotation de l'arbre à cardan dans la transmission, correspondant à la vitesse maximale possible du véhicule, ne doit pas dépasser 80% de la fréquence critique, compte tenu de l'élasticité des supports.

Application B

(référence)

CALCUL DU BALOURD DE L'ARBRE D'HÉLICE

1. Le déséquilibre de l'arbre à cardan dépend de sa masse et des jeux dans les charnières et du mécanisme de changement de longueur.

2. Le déséquilibre D, g x cm, dans la section transversale du support de transmission est calculé par les formules :

Pour un arbre sans mécanisme de changement de longueur; (1)

Pour un arbre avec un mécanisme de changement de longueur, (2)

où m est la masse de l'arbre à cardan par support, g ;

Le déplacement total de l'axe de l'arbre, dû aux jeux axiaux dans la charnière entre les extrémités de la croix et les fonds des roulements et au jeu radial dans la liaison "l'axe de la croix - le roulement de la croix", cm;

Décalage de l'axe de l'arbre en raison de lacunes dans le mécanisme de changement de longueur, cm.

La masse m est déterminée par pesée sur une balance placée sous chaque support d'un arbre horizontal.

Le déplacement total de l'axe de l'arbre, cm, est calculé par la formule

, (3)

où H - jeu axial dans la charnière entre les extrémités de la croix et les fonds des roulements, cm;

Le diamètre intérieur du roulement sur les aiguilles, cm;

Diamètre du tourillon transversal, cm.

Le déplacement de l'axe de l'arbre, cm, est déterminé en tenant compte de la conception du mécanisme de modification de la longueur. Par exemple, pour un joint cannelé mobile centré sur le diamètre extérieur ou intérieur, il est déterminé par la formule

, (4)

où est le diamètre du trou oblong dans le manchon, cm ;

Diamètre de l'arbre cannelé, cm.

Note. Pour arbre à cardan sans mécanisme de changement de longueur = 0.

Le balourd minimum et maximum D est calculé en tenant compte du champ de tolérance des éléments conjugués de la transmission ou de l'arbre de transmission.

Le déséquilibre réel de l'arbre à cardan, déterminé par la précision de fabrication des surfaces de montage et de raccordement de l'équipement d'équilibrage, ainsi que des surfaces de montage des unités de transmission, est supérieur à la valeur calculée.

Application DANS

ANGLES D'INSTALLATION ADMISSIBLES DES ARBRES CARDA

Les angles d'installation de l'arbre à cardan dans la transmission à l'état statique de la voiture de la masse totale ne doivent pas dépasser :

3° - pour les véhicules de tourisme ;

5° - pour les camions et autobus ;

8° - pour les véhicules à traction intégrale.

Les angles d'installation minimaux de l'arbre à cardan avec joints à roulement à aiguilles doivent être d'au moins 0,5°.

Pour les arbres à cardan installés entre les essieux des bogies, un angle d'installation de zéro est autorisé.

Annexe D

ÉCARTS DE FORME ADMISSIBLES

BRIDES SURFACES DE RACCORDEMENT

Tableau D.1

Écarts de forme admissibles de liaison

surfaces de bride

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

│Fréquence maximale│Tolérance│Tolérance │Tolérance radiale│

│rotation de l'arbre à cardan │planéité, │extrémité │ faux-rond du palier │

│-1│ mm, pas plus de │ battement, mm, │ceinture, mm,│

│en transmission, min││pas plus│pas plus│

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

│Jusqu'à 500 TTC │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│

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

Tableau D.2

Écarts admissibles dans la forme des surfaces de raccordement

brides à dents frontales

Tolérance de planéité, mm, pas plus	Tolérance de faux-rond, mm, pas plus
	0,12

Note. Les contrôles de tolérance sont effectués sur des rouleaux de diamètre 3,5 mm.

Application D

(obligatoire)

PARAMÈTRES VÉRIFIÉS LORS DES ESSAIS

Tableau E.1

Le nom du paramètre et note de qualité	Acceptation contrôle	Acceptation- livraison essais	Périodique essais
Engrenage à cardan ou arbre à cardan
Complétude
Exactitude de l'assemblage
Apparence soudures
État extérieur du revêtement de protection
Absence à la surface des canalisations et pièces d'accouplement fissures, bosses et autres dommages mécaniques
Montage des plaques d'équilibrage
Couple raccords filetés
Angles dans les joints de cardan
Moment charnière
La présence de lubrification dans chaque pointe, en roulements et cannelures
La force de mouvement axial dans le mécanisme changements de longueur
Valeur de déséquilibre résiduel
Longueur minimale
Longueur maximale
Angle de fourche
Faux-rond de tuyau radial
Jeux radiaux et axiaux dans la charnière ou leur valeur totale
Résistance à la torsion
Spider avec roulements à aiguilles
Résistance à la torsion