Največji kot kardanskega prenosa. Določitev dovoljene sile, ki deluje na igelni ležaj. Kardanski prenos s spoji z neenakomernimi kotnimi hitrostmi

Iskanje celotnega besedila:

Kje iskati:

povsod
samo v naslovu
samo v besedilu

Izhod:

opis
besed v besedilu
samo naslov

Domov\u003e Naloge\u003e Prevoz

Uvod 3

1. Pregled zasnove 5

1.1. Osnovne zahteve za kardanske prenose in njihova razvrstitev. pet

1.2. Kardanski prenos z neenakomernimi tečaji kotne hitrosti 8

1.3. Kardanski pogoni s konstantno hitrostjo. petnajst

1.4. Materiali glavnih delov pogonskega sklopa 26

1.5. Izbor prototipa 26

2. Preverjanje izračuna kardanskega pogona avtomobila GAZ-2410 28

2.1 Načini obremenitve

2.2. Določanje torzijske napetosti in torzijskega kota kardanska gred 29

2.3. Določanje aksialne sile, ki deluje na kardanska gred 30

2.4. Ocena neenakomernosti vrtenja in vztrajnostnega momenta 31

2.5. Izračun križa univerzalnega zgloba 35

2.6. Izračun rogljev vilic 37

2.7. Določanje dovoljene sile, ki deluje na igelni ležaj 39

2.8. Izračun kritičnega števila vrtljajev gredi propelerja 40

2.9. Toplotni izračun kardanskega zgloba 41

Zaključek 47

Literatura 49

Izvedite kontrolni izračun kardanskega pogona avtomobila GAZ-2410 "Volga" s povečanjem oddanega navora za 1,5-krat.

Uvod

Avto igra pomembno vlogo v človeškem življenju. Skoraj od trenutka izuma je takoj zavzel eno vodilnih mest v nacionalnem gospodarstvu. Avtomobilska industrija se razvija zelo hitro. Pri izdelavi avtomobilov se uporabljajo najnaprednejše tehnologije.

Treba je opozoriti, da je značilnost avtomobilske proizvodnje, zlasti v zadnjih letih, usmerjenost k določenemu potrošniku. Zaradi tega se pojavi veliko število sprememb istega osnovnega modela, ki se razlikujejo v majhnem številu parametrov. Ta težnja se kaže predvsem pri tujih podjetjih, kjer lahko kupec določi celoten komplet avtomobila. To ni značilno za domačo avtomobilsko industrijo, predvsem pa za proizvodnjo osebnih avtomobilov. Čeprav se je v zadnjem času pojavilo veliko "družin" avtomobilov (na primer v Volga Automobile Building Factory), ostaja precejšnje število starih modelov. V teh pogojih postane "sprememba" strojev nujna. Lastnik samostojno spreminja zasnovo avtomobila in ga skuša čim bolj prilagoditi delovnim pogojem. To je lahko sprememba tipa telesa, namestitev nove enote za zamenjavo stare, ki je izčrpala svoj vir in se od slednje razlikuje po številnih kazalnikih itd. Spremembe prvotne zasnove avtomobila povzročajo spremembo načinov delovanja, obremenitev njegovih sestavnih delov. Novi delovni pogoji se bodo razlikovali od tistih, ki so bili določeni med zasnovo vozila. Zato je treba preveriti delovanje enot vozila v teh novih načinih.

Namen tega dela je opraviti kontrolni izračun kardanskega prenosa avtomobila GAZ-2410 s povečanjem oddanega navora. Povečanje oddanega navora je mogoče razložiti z namestitvijo drugega menjalnika z višjimi prestavnimi razmerji ali namestitvijo novega motorja. S slednjim se v praksi pogosto srečamo. Stari motor bi lahko v celoti izčrpal svoj vir, na njegovo mesto pa bi lahko vgradili novega z višjimi zmogljivostmi. Potreba po motorju, da razvije več navora, je lahko posledica potrebe po premagovanju večjega upora med vožnjo (upravljanje avtomobila s povečano obremenitvijo zaradi prenove karoserije, uporaba nestandardne prikolice itd.), Želja po izboljšanju lastnosti pospeševanja. V primeru bistvenih sprememb značilnosti motorja je treba preveriti obratovalnost kardanskega menjalnika v novih pogojih obratovanja, saj v skladu s svojimi parametri morda ne bo mogel oddajati povečanega navora. V tem primeru bodo potrebne spremembe v njegovi zasnovi.

Namen dela ni samo preveriti učinkovitost kardanskega menjalnika s povečanjem oddanega navora in predlagati spremembe v njegovi zasnovi v primeru nezadovoljivih rezultatov. Izvede se tudi analiza obstoječih struktur, ki predpostavlja podrobno in poglobljeno seznanitev z enotami, enotami, ki so po zasnovi podobne predmetu projektiranja, z najnovejšimi dosežki na tem področju, z možnostmi za razvoj obravnavanih struktur. Pomembno je tudi obvladati in vaditi metode verifikacijskih izračunov enot, avtomobilskih sistemov, ko se spremenijo obratovalni pogoji, ki jih je mogoče uporabiti pri nadaljnjih dejavnostih.

1. Pregled modelov

Kardanski pogoni se uporabljajo v menjalnikih avtomobilov za energetsko komunikacijo mehanizmov, katerih gredi niso koaksialne ali so nameščene pod kotom, njihov medsebojni položaj pa se lahko med gibanjem spremeni. Kardanski pogoni se uporabljajo tudi za pogon pomožnih mehanizmov, kot je vitlo. Včasih je volan s krmilnim mehanizmom povezan s krmilnim mehanizmom. Kardanski prenos je sestavljen iz treh glavnih elementov: kardanskih sklepov, volov in njihovih nosilcev.

1.1. Osnovne zahteve za kardanske prenose in njihova razvrstitev.

Za kardanske zobnike (KP) veljajo naslednje osnovne zahteve:

prenos navora brez ustvarjanja dodatne obremenitve pri prenosu (upogibanje, sukanje, vibriranje, os);

sposobnost prenosa navora ob hkratnem zagotavljanju enakosti kotnih hitrosti pogonske in gnane gredi, ne glede na kot med priključenimi gredmi;

To pomeni, da je zobniška gred 506 uravnotežena glede na svojo glavno os. da ko je moment okoli gredi 506 zobnika enak nič, se konstantna nastala vektorska sila vrti radialno okoli glavne gredi s kotno hitrostjo glavnih gredi. Analiza vztrajnostne sile glavne gredi 508 se izvede v dveh ravninah. Prvi korak pri razrešitvi vztrajnostnih sil glavnega jaška je prenos vseh nastalih sil gredi zobnika 506 na točke 536 z dvojno vozno silo in te sile bodo na glavni gred 508 delovale v enakih količinah, vendar v nasprotnih smereh, ko bodo vse sile in trenutki, ki delujejo na glavno gred 508 v središču 512 glavnega ležaja 514 v dveh ravninah, so enaki nič, glavno gred lahko štejemo za uravnoteženo tako statično kot dinamično.

visoka učinkovitost;

neslišnost;

splošne zahteve za sestavni deli menjalniki - zanesljiv prenos navora, najmanjši vztrajnostni moment, dobro odvajanje toplote s površin trenja.

Za izpolnitev teh zahtev v različnih delovnih pogojih za različna vozila obstajajo različne sheme kardanskih pogonov.

Zaprti kardanski prenosi. Pri vozilih, pri katerih reakcijski moment na zadnji osi prevzame cev, je kardanski pogon nameščen znotraj cevi. Včasih ta cev služi tudi za prenos potisnih sil. Ker se dolžina gredi propelerja pri tej izvedbi ne spreminja z relativnimi gibi telesa in zadnje osi, v tej vrsti gredi vijaka ni kompenzacijske (teleskopske) povezave in se uporablja samo en zglob vijaka. V tem primeru se neenakomerno vrtenje gredi propelerja do neke mere kompenzira z njeno elastičnostjo. Shema takega prenosa je prikazana na sliki 1, a. Obstajajo modeli osebni avtomobili, pri katerem povezavo med menjalnikom in glavnim menjalnikom izvaja torzijska gred in ni kardanskih spojev. To je mogoče pri vozilih, pri katerih je glavna prestava nameščena zadaj (Volvo-600). Vendar zgoraj opisani modeli kardanskih pogonov niso pogosti.

Odprite kardanske pogone. (Slika 1, b) Za avtomobile, pri katerih reaktivni moment zaznavajo vzmeti ali reaktivne palice, mora imeti kardanski prenos vsaj dva tečaja in kompenzacijski priključek, saj se razdalja med tečaji med gibanjem spreminja. Uporabljajo se dvo-, tri- in večzglobna orodja (slednja so razmeroma redka). Pri vozilih z dolgo medosno razdaljo z veliko razdaljo med enotami se uporabljajo kardanski pogoni, sestavljeni iz dveh gredi - vmesne in glavne. To je potrebno zaradi dejstva, da lahko uporaba ene dolge gredi povzroči nevarne stranske vibracije, ki so posledica sovpadanja njene kritične kotne hitrosti z operativno. Prečna gred ima večjo kritično hitrost. Vmesna gred nameščen na vmesnem nosilcu, ki mora imeti določeno elastičnost. To je potrebno iz razloga, ker ima pogonska enota avtomobila (motor, sklopka, menjalnik), nameščena na elastičnih blazinah, nekaj svobode tako v navpični kot v vodoravni ravnini. Pri nekaterih avtomobilih se uporabljajo vmesni nosilci z ležaji, trdno nameščenimi v ohišju, vendar se lahko samo ohišje v tem primeru niha na nosilcih, ki so povezani z nosilcem, pritrjenim na prečni nosilec okvirja.

Po kinematiki ločimo kardanske zglobe neenakih (asinhronih) in enakih kotnih hitrosti (SHRUS). V zobnikih se uporabljajo neenakomerni kotni zgibi, kadar je gred nagnjena pod kotom največ 20 angle. Pogosto se uporabljajo asinhroni univerzalni zgibi z vmesnim križem. Obstajajo tudi univerzalni asinhroni kardanski zglobi, ki se od preprostih razlikujejo po tem, da se aksialna kompenzacija pri njih izvaja v samem mehanizmu zgloba in ne v zglobni povezavi. V pogonu pogonskih in hkrati krmiljenih koles avtomobila se uporabljajo kardanski zglobi enakih kotnih hitrosti, kot nagiba gnane gredi, odvisno od zasnove tečaja, lahko doseže 45. Nekateri CV spoji so prav tako univerzalni, s kompenzacijsko napravo znotraj mehanizma.

Skupaj s kardanskimi zglobi se uporabljajo tudi polkardanski zglobi. Elastični polkardanski zglobi se vgrajujejo predvsem v kardanske pogone osebnih vozil, odvisno od zasnove pa je lahko kot nagiba gredi od 8 do 10. Togi polkardanski tečaji se uporabljajo za kompenzacijo nepravilnosti pri namestitvi povezanih mehanizmov, kadar so slednji nameščeni na premalo trdi podlagi. So zobniške sklopke... Kot nagiba gredi ne več kot 2 не.

Splošna klasifikacijska shema univerzalnih spojev je prikazana na sliki 2.

1.2. Kardanski prenos s spoji z neenakomernimi kotnimi hitrostmi

Slika: 3 Shema kardanskega zgloba

ardanove tečaje imenujemo artikulacije, s pomočjo katerih se vrtenje prenaša z ene gredi na drugo z različnim kotom naklona med gredmi.

Kardanski zglob neenakomernih kotnih hitrosti (slika 3) je sestavljen iz pogonskih 2 in gnanih 4 rogljev, ki sta med seboj tesno povezani s križcem 3. Pogonske vilice so trdno povezane s pogonsko gredjo 1, gnane vilice pa so togo povezane s pogonsko gredjo 6 (togo ali z uporabo premične zglobne povezave 5 spremeniti njegovo dolžino). Vrtilni moment od gredi 1 do gredi 6, katere osi so nameščene pod kotom the, tečaj prenese zaradi vrtenja gnanih vilic glede na os B-B in križi sorodnik os A-A... Vendar se gnana gred vrti neenakomerno - s pospeševanjem in upočasnjevanjem. Posledično lahko pri menjalniku nastanejo dodatne dinamične obremenitve, ki včasih presežejo navor.

Široka uporaba v kardanskih pogonih domači avtomobili dobil toge preproste univerzalne spoje na igelnih ležajih. Tak tečaj je sestavljen iz dveh jeklenih vilic in prečnika z igelnimi ležaji, ki vilice povezujejo z vrtiščem (slika 4). Na skrbno obdelane zatiče križnice so nameščene jeklene skodelice 13 z igelnimi ležaji 12. Nosilne igle z notranjega konca se naslanjajo na podporno podložko 11. Skodelica je na prečniku zatesnjena z gumijasto uvodnico 10, nameščeno v kovinskem ohišju 9, ki je nameščena na križ. Prečka z očali je pritrjena v ušesih vilic 2 in 4 z zadrževalnimi obroči ali ploščami 6 z vijaki. Prečni ležaji se mažejo skozi osrednje olje 7, iz katerega gre olje skozi kanale v prečniku na ležaje. Da bi odpravili pretiran tlak olja, je v prečnik vstavljen karoserija z varnostnim ventilom 8.

Kardanski zglobi na igelnih ležajih se uporabljajo odprtega tipa in običajno niso pokriti z zaščitnimi pokrovi. Na nekaterih vozilih je kardanski zglob opremljen z zaščitnim pokrovom, ki ga pokriva, kar preprečuje onesnaženje. Trenutno tudi številni avtomobili uporabljajo kardanske spoje, ki med delovanjem ne zahtevajo pogostega mazanja. Uporabljajo mast, ki jo drži zanesljivo tesnilo žleze. Pri sestavljanju tečaja ali majhnih vdolbin na koncih konic mazivo vstavite v skodelice z igelnimi ležaji. V teh tečajih ni nobenega armaturnega ventila ali ventilov. Včasih se olje ali luknja z navojem zadrži in olje manjka. Vbrizgana mast napolni votlino križa in gre do ležajev, presežek pa se iztisne skozi tesnila "pretoka" gumijaste žleze.

Slika: 4 Podrobnosti o kardanskem zglobu neenakih kotnih hitrosti

treba je opozoriti, da se s povečanjem kota med osmi gredi izkoristek tečaja močno zmanjša. Za zmanjšanje tega kota je v nekaterih avtomobilih motor nameščen z naklonom 2-3. Včasih za isti namen zadnja os nastavite tako, da se glavna pogonska gred rahlo nagne.

Vendar pa je nesprejemljivo zmanjšati kot med gredmi na nič, saj lahko to povzroči hiter odpoved tečaja zaradi briniranja učinka ležajnih igel na površinah, s katerimi so v stiku.

Učinek brigeliranja igel se poveča z velikim skupnim odmikom, ko so ležajne igle poševne in ustvarjajo visok pritisk na konici konice. Menijo, da mora biti skupni odmik igle manjši od polovice premera ležajne igle. Ležajne igle so usklajene z enakimi tolerančnimi merami. Prestavitev ali zamenjava posameznih igel ni dovoljena.

Križ univerzalnega zgloba mora biti popolnoma centriran. To dosežemo z natančnim pritrjevanjem stekel 13 (glej sliko 4) z uporabo pritrdilnih obročev ali pokrovov, ki so pritrjeni na vilice tečajev. Prisotnost reže med koncema konic križnice in dnom skodelic je nesprejemljiva, saj to vodi do spremenljivega neravnovesja gredi propelerja med njenim vrtenjem. Hkrati lahko prekomerno zategovanje skodelic povzroči drgnjenje na koncih konic in na dnu skodelic, pa tudi nagibanje igel.

Slika: 5 Kardanska gred z dvema kardanskima zgloboma

V nekaterih primerih je aksialno gibanje, ki kompenzira spremembo dolžine gredi propelerja, zaželeno, da ni zagotovljena zavojna povezava, temveč neposredno zasnova zasnove kardanskega zgloba - tak tečaj se imenuje univerzalni. Na sliki 5 je prikazana gred propelerja z dvema kardanskima zgloboma, v končno luknjo gredi je vtisnjen votli zatič 4, na katerem sta na igelnih ležajih nameščena dva sferična valja 1. V luknje zatiča 4 sta vstavljena centrirna čepa 3 s sferično površino. V ohišju 5 tečaja sta dva žleba valjastega odseka z enakim polmerom kot polmer valja. Ko se vrti pod kotom, ima zatič 4 poleg vrtenja okoli svoje osi zmožnost nagibanja in drsenja na kroglastih valjih vzdolž rež. V takem tečaju aksialno gibanje spremljajo bistveno manjše izgube zaradi trenja kot pri zglobni povezavi.

Slika: 6 Kardanski prenos z elastičnim polkardanskim zglobom

elastični polkardanski zglob omogoča prenašanje navora iz ene gredi v drugo, ki se nahaja pod določenim kotom, zaradi deformacije elastične povezave, ki povezuje obe gredi. Elastična povezava je lahko guma, guma-tkanina ali guma, ojačana z jeklenico. V slednjem primeru lahko polkardanski zglob prenese pomemben navor in pod nekoliko večjim kotom kot v prvih dveh primerih. Prednosti polkardanskega zgloba so: zmanjšanje dinamičnih obremenitev v menjalniku z ostrimi spremembami hitrosti; ni potrebe po vzdrževanju med delovanjem. Tak tečaj zaradi svoje elastičnosti omogoča majhno aksialno gibanje gredi propelerja. Elastični polkardanski zglob mora biti centriran, sicer lahko pride do motenj ravnotežja gredi propelerja.

Kot primer uporabe elastičnega kardanskega zgloba slika 6 prikazuje kardanski prenos avtomobila VAZ-2105. Tu je na sprednjem koncu vmesne gredi propelerja nameščen elastičen polkardanski zglob. Prožna šestkotna povezava ima šest lukenj, znotraj katerih so vulkanizirani kovinski vložki. Pred namestitvijo gumijastega droga na vijake prirobnic 1 in 3 je bil po obodu predhodno zategnjen s kovinsko objemko, brez katere luknje v sklopki ne bi sovpadale z vijaki (po montaži se objemka odstrani). Na ta način je gumijasti člen prednapet. Guma deluje bolje pri stiskanju kot pri napetosti, zato ta učinek zmanjša natezno napetost pri prenosu navora skozi spoj.

Togi polkardanski zglob, ki je povezava, ki kompenzira netočnosti pri vgradnji, se trenutno uporablja izjemno redko. Razlog za to so pomanjkljivosti, povezane s takim tečajem: hitra obraba, mučna izdelava, hrup med delovanjem.

Kardanski zglobi se uporabljajo za povezavo kotnih kardanskih zvitkov. Kardanske gredi imajo cevast odsek in na koncih varjene konce.

V dvojnem kardanskem pogonu (tj. V zobniku z dvema kardanskima zgloboma in eno gredjo) je konica 5 z zatiči privarjena na en konec cevaste gredi 8 (slika 7, a), konica z vilicami drugega kardanskega zgloba 9 pa je privarjena na drugi konec Propelerska gred je s konico 5 povezana s pesto 4 vilice vilic 3. Drsna zglobna povezava enega od kardanskih zglobov z gredjo je potrebna za aksialni premik gredi med deformacijo vzmetnih vzmeti osi. Zglobna povezava je podmazana skozi oljno maslo 2, od zunaj zaščitena z oljnim tesnilom 6 s pokrovom in zaščitena pred umazanijo z gumijastim mehom 7. Skrajne vilice univerzalnih zglobov 1 in 9 so opremljene s prirobnicami, ki so na koncih gredi pritrjene na prirobnice. Ko je kardanski prenos prirobničen, ga je enostavno in priročno razstaviti.

Slika: 8 Vmesna opora z elastičnim elementom

pri dvoosnih vozilih s pogonom na zadnjo os je bila glavna aplikacija kardanski menjalnik z dvema kardanskima gredema: glavno in vmesno. Pri takem prenosu ima cevasta glavna gred propelerja 19 (slika 7, b) na obeh koncih varjene ušice 18 z vilicami kardanskih zglobov. Zadnji kardanski zglob poveže gred z gredjo zadnje pogonske osi. Sprednje vilice so z vilicami 16 povezane s križcem 17, z zarezo na stebru 13, ki vstopi v zglobljeno pušo 12, privarjeno na zadnjem koncu vmesna gred 11. Vdolbina zglobne puše se skozi olje napolni z maščobo 21. Ulezna puša je na steblu tesnjena z oljnim tesnilom 15 s pokrovčkom, privitim na pušo na navoju. Drsni zgib je pred onesnaženjem zaščiten z gumijastim mehom 20. Sprednji konec vmesne gredi 11 je s kardanskim zgibom 10 povezan z izhodno gredjo gonila. Vmesna gred je nameščena na vmesnem nosilcu 14, pritrjenem na prečni nosilec okvirja vozila.

Vmesni nosilci se uporabljajo za obešanje vmesne gredi kardanskega menjalnika. Vmesna opora gredi je običajno izdelana v obliki krogličnega ležaja 1 (slika 8), pritrjena z notranjim obročem na gredi in nameščena v gumijasto blazino 2, vdelano v nosilec 4, ki je pritrjen na prečni nosilec 3 okvirja avtomobila. Ležaj je na obeh straneh zaprt s pokrovi 5, opremljenimi z oljnimi tesnili, na katerih straneh so usmerniki umazanije 6. Notranja votlina ležaja je skozi olje napolnjena z mastjo.

V triosnih vozilih z avtonomnim kardanskim pogonom na vmesno in zadnjo os je na vmesni osi nameščena toga vmesna opora.

1.3. Kardanski pogoni s konstantno hitrostjo.

Zasnova univerzalnih spojev enakih kotnih hitrosti temelji na enem samem principu: tesnoba stika, skozi katerega se prenašajo obodne sile, se nahaja v simetralni ravnini gredi. Zglobi s konstantno hitrostjo se praviloma uporabljajo pri pogonu na pogonska in hkrati krmiljena kolesa. Zasnove takih tečajev so različne. Spodaj je nekaj najpogosteje uporabljenih.

Univerzalni zglob s štirimi kroglicami z ločilnimi utori (tip "Weiss"). Slika 9. Nameščen na številnih domačih avtomobilih (UAZ-469, GAZ-66, ZIL-131) v pogonu nadzorovanih pogonskih koles. Ko se avto premika naprej, silo prenaša en par krogel; pri vzvratni vožnji - z drugim parom. Utori v zglobih 2 in 3 so razrezani vzdolž loka kroga polmera R '. Štiri krogle 6 se nahajajo na presečišču simetrično nameščenih utorov 5 - v simetralni ravnini, kar zagotavlja enakost kotnih hitrosti gredi 1 in 4. Kroglica 7 se centrira. Od premika ga drži zatič, ki gre skozenj in vstopi v luknjo v eni od pesti. Kroglice bi bile najnatančneje nameščene, ko se utori sekajo pod kotom 90 углом, toda drsanje kroglic bi vodilo do hitre obrabe kroglic 6 in 7 in utorov 5 in do zmanjšanja učinkovitosti tečaja.

presek krogov pod majhnim kotom ne bi zagotovil natančnosti kroglic v simetralni ravnini in bi lahko povzročil zagozditev kroglic. Običajno so žlebovi narejeni tako, da je središče kroga, ki tvori os žlebov, na razdalji 0,4-0,45R od središča tečaja. Kardanski spoji te vrste zagotavljajo kot med gredmi 30-32. Najmanjša proizvodna zahtevnost v primerjavi z drugimi sinhronimi univerzalnimi zglobi, enostavnost zasnove in poceni zagotovili njihovo široko razširjenost. Izkoristek tečaja je precej visok, saj v njem prevladuje trenje pri valjanju.

Slika: 10 Kroglični kardanski zglob z ročico za indeksiranje (tip "Rcepp"): in - namestitev tečaja v pogon na sprednja kolesa; b - diagram tečaja

omeniti velja nekatere značilnosti tega tečaja, ki omejujejo njegovo uporabnost. Prenos sile samo z dvema kroglicama med teoretično točkovnim stikom povzroči velike kontaktne napetosti. Zato je na vozilih z osno obremenitvijo največ 25-30 kN običajno nameščen univerzalni zglob s štirimi kroglami. Med delovanjem tečaja se pojavijo distančne obremenitve, še posebej, če središče tečaja ne leži na osi kraljevega zatiča. Za natančno namestitev vrtišča so potrebne posebne potisne podložke ali ležaji.

V obrabljenem tečaju lahko kroglice med prenosom povečanega navora, ko so zglobi nekoliko deformirani, izpadejo, kar vodi do zagozditve tečaja in izgube nadzora. Srednji deli žlebov so najbolj dovzetni za obrabo, kar ustreza pravokotnemu gibanju, neobremenjeni žlebovi pa se obrabijo bolj kot obremenjeni. To je razloženo z dejstvom, da je tečaj obremenjen s sorazmerno redkim vpetjem sprednje pogonske osi za vožnjo v težkih razmere na cesti, večina prevoženih kilometrov pa se zgodi pri izklopljeni sprednji osi, ko je tečaj v nasprotni smeri obremenjen z majhnim, a dolgo delujočim navorom, ki se upira vrtenju dela menjalnika.

Univerzalni zglob s šestimi kroglami z delilno ročico (tip Rcepp). Slika 10. Glavni elementi tega tečaja so sferična pest 4, pritrjena na zglobi gredi 5, in sferična skodelica 3, povezana z drugo gredjo 1. Na pestici in na notranji strani skodelice je brušenih šest poldnevničnih utorov polkrožnega prereza. Utori so narejeni iz enega središča. V utorih je šest kroglic, ki so povezane z ločevalnikom 6. Ko se gredi nagnejo, se kroglice postavijo v simetralno ravnino z delilno ročico 2, ki vrti vodilno skodelico 7 in z njo ločevalnik. Vzmet 8 služi za pritisk kazalne ročice proti sedežu na koncu gredi 5, ko se položaj ročice spremeni zaradi nagiba gredi.

Natančnost pozicioniranja kroglic v simetralni ravnini je odvisna od izbire rok za indeksiranje roke. Slika 10, b prikazuje položaj delov tečaja, ko je ena od gredi nagnjena pod kotom . Ustrezno mora ločevalnik zaviti pod kot 0,5. Izhajajoč iz tega je izbrano takšno razmerje krakov ročice nagiba, pri katerem bo zagotovljen dani kot vrtenja separatorja.

Kardanski zglob z ročico za indeksiranje omogoča največji kot 37 gredi med gredmi. Ker silo v tem spoju prenaša šest kroglic, zagotavlja prenos navora pri majhnih obremenitvah. V sklepu ni potisnih obremenitev, če središče slednjega sovpada z osjo vrtišča. Šarnir ima veliko zanesljivost, visoko učinkovitost, vendar je tehnološko zapleten: vsi njegovi deli so struženi in rezkani v skladu s strogimi tolerancami, kar zagotavlja prenos sil s strani vseh krogel. Zaradi tega so stroški tečaja visoki.

Univerzalni zglob s šestimi kroglami z delilnimi utori (tip "Bearfield"). Slika 11. Na členku 4, katerega površina je narejena vzdolž krogle s polmerom R1 (središče O), je rezkanih šest utorov. Utori zgloba imajo spremenljivo globino, saj so rezani vzdolž polmera R3 (središče O1 je odmaknjeno od središča tečaja O za razdaljo a). Notranja površina ohišja 1 je izdelana vzdolž krogle s polmerom R2 (središče O), ima pa tudi šest žlebov s spremenljivo globino, rezanih po polmeru R4 (sredina O2 je odmaknjena od središča tečaja o tudi za razdaljo a). Ločevalnik 3, v katerem so kroglice 2, ima zunanjo in notranjo površino, izdelano vzdolž krogle s polmerom R2 oziroma R1. V položaju, ko so gredi zgloba koaksialne, so kroglice v ravnini, pravokotni na osi gredi, ki potekajo skozi središče zgloba.

Slika: 11 Univerzalni zglob s šestimi kroglami (tip Bearfield):

in - Gradnja; b - sheme.

ko je ena od gredi 5 nagnjena pod določenim kotom, se zgornja krogla potisne iz prostora za zoženje utorov v desno, spodnjo kroglo pa loči ločevalnik v razširljivi prostor utorov na levi strani. Središča kroglic so vedno na presečišču osi utora. To zagotavlja njihovo lokacijo v simetralni ravnini, kar je pogoj za sinhrono vrtenje gredi. Da se kroglice ne bi zataknile, kot, pod katerim se sekata osi utorov, ne sme biti manjši od 1120 '.

V nasprotju z univerzalnim zglobom z ločilno ročico pri tem spoju profil odseka utora ni narejen vzdolž loka kroga, temveč vzdolž elipse. Zaradi tega sile interakcije med stenami utora in kroglo z navpičnico tvorijo kot 45, ki robove utorov ščiti pred drobljenjem in sekanjem. Odsotnost kazalnega vzvoda omogoča, da ta zglob deluje pod kotom 45 ° med gredmi. Sorazmerno velike izgube v tečaju pod velikim kotom med gredmi so razložene z dejstvom, da je zanj, poleg kotalnega trenja, značilno tudi drsno trenje.

Slika: 14 Trikraki trdi kardanski zglob (tip stativa)

zglob je nameščen v pogonski gredi prednjih krmiljenih in pogonskih koles nekaterih domačih avtomobilov (VAZ-2108) na zunanjem koncu pogonske gredi. V tem primeru mora biti na notranji konec kardanske gredi nameščen kardanski zglob, ki omogoča kompenzacijo spremembe dolžine kardanske gredi ob deformaciji vzmeti.

Univerzalni univerzalni zglob s šestimi kroglicami (tip GKN). Slika 12. Na notranji površini valjastega telesa tečaja je izrezanih šest vzdolžnih žlebov eliptičnega odseka, enaki utori so na sferični površini zgloba vzporedno z vzdolžno osjo gredi. Utori vsebujejo kroglice, nameščene v ločevalniku. Medsebojno delujoči površini pesti in ločevalnika sta sferični, polmer krogle je R1 (središče O1 na razdalji a od središča O, ki leži v ravnini središč kroglic). Sferični zunanji del kletke (polmer R2) postane stožčast, kar omejuje največji kot nagiba gredi na približno 20.

Zaradi premika središč kroglic kletke so kroglice postavljene in pritrjene v simetralni ravnini, ko je gred nagnjena. To je razloženo z dejstvom, da se mora pri nagibanju gredi krogla premakniti glede na dve središči O1 in O2, zaradi česar je treba kroglo namestiti v presečišče v navpični ravnini, ki poteka skozi središče krogle, zunanjo in notranjo sfero ločevalnika.

Aksialno gibanje poteka vzdolž vzdolžnih žlebov telesa, premik gredi propelerja pa je enak delovni dolžini žlebov telesa, kar vpliva na dimenzije tečaja. Med aksialnimi gibi se kroglice ne kotalijo, ampak drsijo, kar zmanjša učinkovitost tečaja. Tako je narejen notranji tečaj avtomobilov VAZ s prednjim pogonom. Pri prenosu visokih navorov se uporablja osem-kroglični zglob te vrste.

Slika: 15 Univerzalni zglob s tremi zatiči (tip "stojalo")

niversal univerzalni zglob s šestimi kroglicami z delilnimi utori (tip "Lebro"). Slika 13. Šarnir je sestavljen iz valjastega telesa 1, na notranji površini katerega je šest ravnih utorov zarezanih pod kotom na tvorno telo valja, razporejenih v vrstnem redu, prikazanem na sliki; sferična pest 2, na njeni površini je izrezanih tudi šest ravnih utorov; ločevalnik 3 s kroglami 4, centriran z zunanjo sferično površino vzdolž notranje cilindrične površine ohišja 1 in notranjo sferično površino, sta nameščena z določeno režo na zglobu 2. Kroglice so nameščene na presečiščih žlebov, kar zagotavlja sinhrono vrtenje gredi, ne glede na kot med gredi so vedno v simetralni ravnini.

Ta spoj je manjši od drugih vrst spojev, saj je delovna dolžina utorov in hod kroglic 2-krat manjša od giba gredi. Obstajajo tudi druge prednosti: kletka ne opravlja funkcije delitve kota med jaški, je manj obremenjena, zato so zahteve po natančnosti njene izdelave nižje; prisotnost prirobničnega spoja tečaja

Slika: 16 Dvojni kardanski zglob

kakovost namestitve, čeprav je njena zasnova bolj zapletena, kar je izvedeno

koliko kompenzira poenostavitev vlečenja karoserije. Visoke zahteve so postavljene glede natančnosti mesta utora.

Šarnir ima visoko učinkovitost in se uporablja na vozilih s prednjim pogonom.

Kardanski zglob s tremi čepi (tip stativa). Takšni kardanski zglobi so nameščeni na avtomobilih in lahkih tovornjakih. Strukturno imajo ti tečaji dve izvedbi: tečaji, ki omogočajo prenos momenta pod kotom med jaški do 43, vendar ne omogočajo aksialnega premika (togi tečaji), in univerzalni tečaji, ki omogočajo aksialno kompenzacijo, vendar delujejo pod sorazmerno majhnimi koti med gredmi.

V togem tečaju (slika 14) so \u200b\u200bkonice 2, ki se nahajajo pod kotom 120, pritrjene v ohišju 1. Valji 3 s sferično površino so nameščeni na konicah in se na njih lahko prosto vrtijo. Vilice 4, izdelane skupaj z gredjo 5, imajo tri žlebove valjastega odseka. Površina vilic je sferična, kar zagotavlja velik kot med jaški.

Načelo delovanja togih in univerzalnih spojev je enako. Univerzalni triključni zglob (slika 15) je sestavljen iz valjastega telesa 3, izdelanega v enem kosu z gredjo, v katerem so trije vzdolžni utori, pesto 2 s tremi čepi, pritrjeno na notranjem koncu gredi propelerja, trije valji 1 na igelnih ležajih. Konice, tako kot utori, se nahajajo pod kotom 120 drug proti drugemu. Valji imajo sferično površino enakega polmera kot valjasti del vzdolžnih žlebov. Ko se gredi vrtijo pod kotom, se valji valjajo v utore, obračajo igelne ležaje, hkrati pa se zatiči lahko premikajo vzdolž ležajnih valjev, kar zagotavlja kinematika tečajev. Raztezek se izvede s premikanjem čepa vzdolž ležajev.

Ta tip kardanskega zgloba se lahko uporablja, če največji kot nagiba gredi ne presega 25. Prednost tečaja so majhne izgube med aksialnim premikanjem, saj se to zagotavlja praktično le z valjanjem, kar določa visoko učinkovitost tečaja.

Dvojni kardanski zglob. Slika 16. Sestavljena je iz dveh spojev 1 neenakih kotnih hitrosti, združenih z dvojnimi vilicami 2. Enakost kotnih hitrosti mora biti zagotovljena s kazalnim vzvodom. Zaradi konstrukcijskih značilnosti pa je mogoče sinhrono vrtenje povezanih gredi zagotoviti le s približkom. Koeficient neenakomernega vrtenja je odvisen od kota med jaški in velikosti ločilne naprave.

Za dvojno vrtenje na igelnih ležajih je značilna velika obraba teh ležajev in čepov prečk. To je posledica dejstva, da se zaradi pretežno pravokotnega gibanja vozila nosilne igle ne kotalijo, zaradi česar so površine delov, s katerimi pridejo v stik, nagnjene k brušenju, same igle pa se včasih sploščijo.

Cam kardanski zglob. Slika 17. Odmični zglobi se uporabljajo na težkih vozilih in poganjajo pogonska kolesa. Če odmični kardan razdelimo na dva dela vzdolž osi simetrije, potem bo vsak del kardan z neenakomernimi kotnimi hitrostmi s fiksnimi kotalnimi osmi (tako kot dvojni kardan). Zaradi prisotnosti razvitih površin medsebojno delujočih delov je tečaj sposoben prenašati znatno količino navora, hkrati pa zagotavlja kot med gredmi 45-50.

Na tujih težkih vozilih se široko uporablja kardanski zgib, prikazan na sliki 17, a, znan kot "traktni tečaj". Sestavljen je iz štirih žigosanih delov: dveh vilic 1 in 4 ter dveh oblikovanih pesti 2 in 3, katerih drgnjenje je površinsko brušeno.

V naši državi je bil razvit kardanski zglob (slika 17, b), ki je nameščen na številnih vozilih (KamAZ-4310, Ural-4320, KAZ-4540, KrAZ-260 itd.). Šarnir je sestavljen iz petih preprostih konfiguracijskih delov: dveh vilic 1 in 4, dveh zglobi 2 in 3 in diska 5, zato ga pogosto imenujemo tudi diskovni zglob. Intenzivnost delovne sile pri njegovi izdelavi je nekoliko večja v primerjavi z delovno intenzivnostjo "traktnega tečaja". Največja vrednost kota med jaški, ki ga zagotavlja ta spoj, je 45.

Izkoristek odmičnih spojev je manjši od izkoristka drugih spojev z enakimi kotnimi hitrostmi, saj je za njihove elemente značilno drsno trenje. Med obratovanjem pride do znatnega segrevanja in včasih praskanja delov tečaja zaradi nezadovoljivega podajanja mazivo na površino trenja.

1.4. Materiali glavnih delov pogonskega sklopa

Drsne vilice kardanskih spojev z neenakomernimi kotnimi hitrostmi so izdelane iz jekla 30X in 40 (GAZ) ali jekla 45 (ZIL), varjene pa iz jekla 40 (GAZ) ali 35 (ZIL) in nato podvržene HFC strjevanju. Križi so vtisnjeni iz jekla 20X (GAZ) ali iz jekel 18ХГТ in 20ХГНТР (ZIL). Križi iz prvih dveh jekel so cementirani, križi iz jekla 20ХГНТР so podvrženi nitriranju. Kardanske gredi so narejene iz jeklenih tankoslojnih kardanskih cevi (jeklo 15A ali 20), njihovi končni rež pa iz jekla 30, 40X ali 45G2.

1.5. Izbira prototipa

V avtomobilu GAZ-2410 je zadnja os pogonska. Kardanski pogon mora oddajati navor iz izhodne gredi menjalnika, ki se nahaja na sprednji strani vozila, na pogonski zobnik glavnega pogona zadnje osi. Reaktivni moment na zadnji osi zaznajo vzmeti. Zato je uporaba zaprtega kardanskega pogona nepraktična. V pogonih za pogon krmiljenih koles se uporabljajo tečaji enakih kotnih hitrosti, zato se v tem primeru uporabljajo preprosti tečaji neenakomernih kotnih hitrosti s prečkami na igelnih ležajih. Avto ni dolge medosne razdalje, razdalja od izhodne gredi menjalnika do glavne prestave je majhna, zato je možno uporabiti kardanski zobnik z eno kardansko gredjo brez vmesne gredi

Slika: osemnajst. Kinematični diagram prototip pogonskega sklopa

podpora za votek. Število kardanskih spojev je dve (na koncih gredi). Tako bo zagotovljena enakomernost vrtenja pogonskega gonila glavne prestave. Zagotoviti je treba tudi nadomestilo za spremembo razdalje med menjalnikom in glavno prestavo, ki nastane zaradi tresljajev zadnje osi na vzmetenju, ko se vozilo premika. Kompenzacijski zglobni priključek je primeren za izvedbo na stičišču kardanskega menjalnika in izhodne gredi menjalnika. Pritrditev kardanskega menjalnika na pogonski zobnik zadnje osi za enostavno odstranitev / namestitev menjalnika je prirobnična.

Tako je kot prototip izbran dvosklopčni kardanski prenos s preprostimi kardanskimi zglobi neenakomernih kotnih hitrosti s prečkami na igelnih ležajih z eno kardansko gredjo brez vmesne opore. Kompenzacijski element je zarezni spoj kardanskega pogona z izhodno gredjo menjalnika. Kinematični diagram je prikazan na sliki 18.

2. Preverjanje izračuna kardanskega menjalnika avtomobila GAZ-2410

Verifikacijski izračun kardanskega prenosa se izvede v naslednjem zaporedju:

nastavljen je način obremenitve;

določita se največja torzijska napetost in kot zasuka gredi propelerja;

določi se osna sila, ki deluje na gred propelerja;

izvede se ocena neenakomernega vrtenja gredi propelerja in vztrajnostnega momenta, ki izhaja iz neenakomernega vrtenja;

izračuna se prečnik univerzalnega zgloba;

izračunane so vilice univerzalnega zgloba;

določijo se dovoljene sile, ki delujejo na igelni ležaj;

določi se kritično število vrtljajev gredi propelerja;

izvede se toplotni izračun kardanskega zgloba.

2.1. Načini obremenitve

Na pogonske gredi vplivajo navor, ki se prenaša iz menjalnika, in aksialne sile, ki izhajajo iz vibracij pogonske osi na vzmeti. S povečanjem hitrosti vrtenja se lahko pojavijo stranske vibracije gredi propelerja. Bočno upogibanje gredi nastane zaradi centrifugalnih sil, ki nastanejo zaradi neusklajenosti osi vrtenja gredi s težiščem. Do neusklajenosti lahko pride zaradi neizogibnih netočnosti pri izdelavi, deformacije gredi pod lastno težo in drugih razlogov.

Pri tem delu se verifikacijski izračun kardanskega menjalnika izvede glede na največji navor, ki ga razvije motor - Mmax pri hitrosti vrtenja nM - ko se avto premika v prvi prestavi, ko je navor, ki se prenaša skozi menjalnik, največji ( razmerje prva prestava i1 \u003d 3,5). Nazivni največji navor, ki ga razvije motor (173 Nm pri 2500 vrt / min) v projektni nalogi se poveča za 1,5-krat, tako da bo izračunani navor Mmax \u003d 173  1,5 \u003d 259,5 Nm; nM \u003d 2500 vrt / min.

2.2. Določitev torzijske napetosti in kota vrtenja gredi propelerja

Kot je bilo že omenjeno, je največja torzijska napetost gredi določena v primeru uporabe največjega navora motorja in pod vplivom dinamičnih obremenitev. Delovanje dinamičnih obremenitev upošteva dinamični faktor: KD \u003d 1 ... 3. Pri izračunu vzamemo KD \u003d 1.

Kardanska gred avtomobila GAZ-2410 je votla. Zunanji premer gredi je D \u003d 74 mm, notranji premer gredi je d \u003d 71 mm.

Trenutek odpornosti proti torziji se določi s formulo

Največja torzijska napetost gredi se določi s formulo

Torzijske napetosti v izdelanih izvedbah kardanskih zobnikov imajo vrednosti 100 ... 300 MPa. Nastala vrednost napetosti ne presega določenih vrednosti.

Vrednost kota zasuka gredi se določi s formulo

kjer je G torzijski modul elastičnosti, G \u003d 8,51010 Pa;

Icr - vztrajnostni moment odseka gredi med torzijo,

l je dolžina gredi propelerja, l \u003d 1,299 m.

Vrednost kota zasuka dolžine enote kardanske gredi je

.

Vrednosti torzijskih kotov v izdelanih izvedbah kardanskih gredi so pri KD \u003d 1 od 3 do 9 stopinj na meter dolžine gredi. Nastala vrednost ne presega določenih vrednosti.

Tako je zagotovljeno normalno delovanje kardanske gredi glede na največje torzijske napetosti in kot zasuka.

2.3. Določitev aksialne sile, ki deluje na gred propelerja

Na vrtilno gred poleg navora delujejo še aksialne sile Q, ki izhajajo iz premikov pogonske osi.

Ko se vozilo premika čez neravnine, se zadnja os premakne glede na os vzmeti vzmeti vzdolž določenega polmera R1. Kardanska gred niha okoli središča kardanskega zgloba, s katerim je v določenem polmeru R2 povezana s sekundarno gredjo gonila. Zaradi neenakosti teh polmerov pride do osnih premikov gredi propelerja. Vrednost aksialnih premikov v prevladujočih načinih delovanja je 2-5 mm.

Vrednost aksialne sile Q, ki deluje na gred propelerja med vibracijami vozila, se določi s formulo

,

kjer sta Dsh in dsh premera rež skozi izbokline in vdolbine;

 - koeficient trenja v zglobni povezavi.

Slika: 19 Kardanski pogonski diagram za oceno neenakomernega vrtenja gredi

koeficient  je odvisen od kakovosti maziva. Z dobrim mazanjem  \u003d 0,04 ... 0,6 (v izračunu vzamemo 0,05); s slabim mazanjem  \u003d 0,11 ... 0,12 (pri izračunu vzamemo 0,115). V primeru zagozditve  \u003d 0,4 ... 0,45 (pri izračunu vzamemo 0,45). Za enojno povezavo kardanskega pogona avtomobila GAZ-2410 Dsh \u003d 28 mm, dsh \u003d 25 mm.

Potem bodo vrednosti aksialne sile:

z dobrim mazanjem

;

s slabim mazanjem

;

ko se zatakne

.

Aksialne sile, ki se pojavijo v kardanskem pogonu, obremenijo ležaje menjalnika in končnega pogona. Zmanjšanje aksialne obremenitve bo potekalo ob prisotnosti zgloba, v katerem bo drsno trenje med aksialnim gibanjem nadomeščeno s kotalnim trenjem (zglobi s kroglicami).

2.4. Ocena neenakomernosti vrtenja in vztrajnostnega momenta

Za en sam univerzalni zglob, ki povezuje izhodno gred menjalnika (gred A) in gred propelerja (gred B), lahko razmerje med koti les in  vrtenja gredi (glej sliko 19) predstavimo z izrazom

.

Tu je 1 kot med osi obravnavanih gredi (nagibni kot). Diferenciramo ta izraz, dobimo

Kotne hitrosti gredi izhajajo iz kota vrtenja skozi čas. S tem v mislih lahko iz prejšnjega izraza dobimo razmerje med kotnimi hitrostmi gredi:

.

Po algebrskih transformacijah dobimo odvisnost kotne hitrosti gnane gredi B od kotne hitrosti pogonske gredi A, kota vrtenja pogonske gredi in kota neusklajenosti gredi:

.

Ta odvisnost pomeni, da je A \u003d B samo, kadar je 1 \u003d 0. V splošnem primeru je 1  0, to je pri enakomerni hitrosti vrtenja gredi A se bo gred B vrtela neenakomerno. Količina razlike med vrednostmi A in B je odvisna od kota med jaški 1. Z nastavitvijo kota vrtenja gredi A je mogoče oceniti neenakomerno vrtenje gredi B pri konstantnem kotu med gredmi in pri konstantni hitrosti vrtenja pogonske gredi.

Kot je navedeno zgoraj, se pogonski sklop izračuna za največji navor. Motor razvije največji navor pri nM \u003d 2500 vrt / min. Največji navor se prenaša skozi menjalnik, ko je vklopljena prva prestava. V teh pogojih se hitrost vrtenja pogonske gredi A določi s formulo

.

Kot neusklajenosti jaškov je največji - maximum1 \u003d 3.

Slika 20 Grafi odvisnosti kotnih hitrosti kardanske gredi od kota vrtenja pogonske gredi

vrednosti kotne hitrosti gredi B, odvisno od kota zasuka gredi A, so predstavljene v tabeli 1. Graf odvisnosti je na sliki 20.

Preglednica 1

Vrednost kotne hitrosti kardanskih gredi pri različnih kotih vrtenja pogonske gredi.

grad.

Razmerje med koti vrtenja gredi B in C ima obliko

.

Dokažimo, da če so neskladja gredi enaka, t.j. pri 1 \u003d 2 bodo enake tudi kotne hitrosti gredi A in C. Ob upoštevanju lege rogljev gredi B in premika vodilnih rogljev tečajev za 90 med seboj dobimo, štetje kota vrtenja iz položaja gredi A,

Ali

.

Glede na to

, iz dobljenega izraza najdemo razmerje med koti vrtenja gredi A in gredi C:

.

Iz te odvisnosti je razvidno, da je za 1 \u003d 2,

, in s tem  \u003d . Tako je enakomernost vrtenja pogonske prestave glavne prestave zagotovljena z enakomernim vrtenjem sekundarne gredi menjalnika, čeprav se sama gred propelerja, skozi katero se prenaša navor, vrti neenakomerno.

Ko se avto premika, bo gred B zaradi neenakomernega vrtenja dodatno obremenjena z vztrajnostnim momentom

,

kjer sta IA in IB vztrajnostna momenta vrtljivih delov, zmanjšana na gredi A in B.

2

Slika: 21 Konstrukcijski diagram prečnega križa

.pet. Izračun križa univerzalnega zgloba

Sila P deluje na konico križa (slika 21). Velikost te sile se določi s formulo

,

kjer je R razdalja od osi križa do sredine trna, R \u003d 33 mm.

Sila P deluje na konico, zaradi česar se zdrobi, upogne in striže. Stres trka konice ne sme presegati 80 MPa, upogibna napetost - 350 MPa, strižna napetost - 170 MPa.

Strižna napetost se določi s formulo

kjer je d premer konice, d \u003d 16 mm;

l je dolžina trna, l \u003d 13 mm.

Trenutek upora proti upogibanju prečnega prereza konice se določi s formulo

Upogibni stres

Izklopna napetost

Kot lahko vidite, vse napetosti ne presegajo dovoljenih vrednosti.

Sile, ki delujejo na zatiče, dajejo tudi nastalo N, ki povzroča natezne napetosti v odseku n-n. Za prečni prečnik univerzalnega zgloba GAZ-2410 je prečni prerez, v katerem se pojavijo te napetosti, F \u003d 4,9 cm2. Natezne napetosti se določijo s formulo

Dovoljena natezna napetost je 120 MPa. Dejanska napetost ne presega dovoljene. Zagotovljeno je normalno delovanje zatičev univerzalnega križa za drobljenje, upogibanje, striženje in križ spoja v napetosti.

2

Slika: 22 Shema za izračun univerzalnih vilic.

.6. Izračun univerzalnih vilic

Pri preverjanju izračuna vilic univerzalnega zgloba je izbran šibek odsek kraka vilic. Diagram za izračun vilic univerzalnega zgloba je prikazan na sliki 22. Tapa zazna silo P iz konice križnice. Pod delovanjem te sile se na delu tace, ki je narejen blizu pravokotnega, istočasno pojavijo upogibne in torzijske napetosti.

Dolžina in širina odseka, določena z risbe, sta enaki a \u003d 45 mm, b \u003d 15 mm. Rame delovanja sil so enake c \u003d 21 mm, m \u003d 3 mm. Koeficient , potreben pri določanju trenutkov upora odseka, je odvisen od razmerja med dolžino in širino odseka. Za dani odsek (a / b \u003d 3)  \u003d 0,268.

Za določitev napetosti, ki delujejo na obravnavanem odseku tace vilic univerzalnega zgloba, je treba določiti trenutke upora odsekov.

Trenutek uporov odseka proti upogibanju osi x-x (glej sliko 22)

Trenutek upora proti upogibanju osi y-y

Trenutek odpornosti proti torziji pri določanju napetosti v točkah 1 in 3

Trenutek odpornosti proti torziji pri določanju napetosti v točkah 2 in 4

Upogibanje napetosti v točkah 2 in 4

Upogibanje napetosti v točkah 1 in 3

Torzijski stres v točkah 2 in 4

Torzijski stres v točkah 1 in 3

Največje posledične napetosti na obravnavanih točkah odseka določa teorija energije deformacije odpornosti materialov (4. teorija trdnosti). Po tej teoriji je največja napetost zaradi upogibanja in torzije v točkah 1 in 3

Najvišji stres pri točkah 2 in 4

Vrednosti dovoljenih napetosti v dokončanih konstrukcijah so [] \u003d 50 ... 150 MPa. Kot lahko vidite, so v točkah 1 in 3 dejanske napetosti zunaj dovoljenih meja. Priskrbeti normalno delo pri rogljih vilic je treba zmanjšati napetosti, ki delujejo v njegovih prerezih. To lahko dosežemo s povečanjem dimenzij odseka in povečanjem na primer njegove širine b. Iz formule za največjo obremenitev zaradi upogibanja in torzije v točkah 1 in 3 lahko dobite naslednjo formulo za izbiro širine preseka:

.

Vzemimo napetost, ki jo je treba zagotoviti v točkah 1 in 3 odseka, [] \u003d 140 MPa. Potem je vrednost b 16,9 mm. To pomeni, da je treba za normalno delovanje vilic univerzalnega zgloba širino odseka tace povečati za 2 mm.

2.7. Določitev dovoljene sile, ki deluje na igelni ležaj

Dovoljeni napor se določi s formulo

,

kjer je i število valjev ali igel, i \u003d 29;

l - delovna dolžina valja, l \u003d 1,4 cm;

d - premer valja, d \u003d 0,2 cm;

k je korekcijski faktor za trdoto. S trdoto kotalnih površin konic prečk ohišja ležaja in samih valjev, ki so po Rockwellu 59-60, k \u003d 1.

Število vrtljajev čepa na minuto se določi po formuli (za kot med osmi gredi propelerja  \u003d 3)

.

Potem bo dovoljen napor

V odstavku 2.5. določena je bila realna sila, ki deluje na konico. Prenese se na jarem univerzalnega zgloba in naloži igelni ležaj. Njegova vrednost (P \u003d 13,8 kN) ne presega določene dovoljene vrednosti sile, ki obremenjuje igelni ležaj. Zato je zagotovljeno normalno delovanje ležajev.

2.8. Izračun kritičnega števila vrtljajev gredi propelerja

Ko se gred zavrti zaradi centrifugalnih sil, ki nastanejo že zaradi rahlega neskladja med vrtilno osjo gredi in težiščem, lahko pride do stranskih izgub gredi. Ko se hitrost vrtenja približa kritični, se amplituda bočnih vibracij gredi poveča in gred se lahko zlomi. Zato je kardanska gred med proizvodnjo uravnotežena.

Na vrednost kritične kotne hitrosti кр vplivajo:

vrsta stiskanja gredi v nosilcih;

velikost zračnosti v zglobih in ležajih;

neusklajenost delov;

zunanja okroglost in debelina stene cevi ter številni drugi dejavniki.

Za gred s konstantnim prerezom z enakomerno porazdeljeno obremenitvijo, ki je enaka lastni teži in prosto ležeča na nosilcih, ki ne zaznajo upogibnih momentov

,

kjer je l dolžina gredi med nosilci, l \u003d 1,299 m;

E - modul elastičnosti, E \u003d 21011 N / m2;

I - vztrajnostni moment odseka gredi;

m je masa enote dolžine gredi.

Glede na to

Pa kaj

(D, d so zunanji in notranji premer votlega dela gredi, enaki 75 mm oziroma 71 mm), dobimo naslednjo formulo za določanje kritične kotne hitrosti

.

Nato se določi kritična hitrost gredi propelerja

Za normalno delovanje gredi propelerja mora biti izpolnjen naslednji pogoj ncr  (1,15 ... 1,2) nmax. Tu je nmax največja hitrost vrtenja gredi propelerja. To je enako največji vrtilni frekvenci motorja, ki je za GAZ-2410 približno 5000 vrt / min. Tako ncr ne sme biti manjši od 5750 ... 6000 vrt / min. Kot lahko vidite, je ta pogoj izpolnjen in zagotovljeno je normalno delovanje kardanskega prenosa.

2.9. Toplotni izračun kardanskega zgloba

Zaradi trenja na kardanskih zatičih se segreje. Enačbo toplotne bilance lahko predstavimo v naslednji obliki:

kjer je L moč, ki se dovaja na kardanski zglob, J / s;

dt je čas delovanja kardanskega sklepa, s;

m masa dela, kg;

c - specifična toplotna zmogljivost materiala (za jeklo c \u003d 500 J / (kgC));

k je koeficient prenosa toplote, pri tem izračunu je k \u003d 42 J / (m2sС);

F '' - hladilna površina ogrevanih delov, m2;

 - razlika med temperaturo ogrevanih delov kardanskega zgloba T1 in temperaturo zunanjega zraka T2, С;

d - zvišanje temperature ogrevanih delov kardanskega zgloba, С.

Iz enačbe toplotne bilance je razvidno, da se en del toplote, ki se dovaja kardanskemu spoju zaradi dela trenja, porabi za ogrevanje delov kardanskega zgloba. Drugi del se prenese v okolje. Namen toplotnega izračuna je določiti ogrevanje delov kardanskega zgloba glede na čas delovanja. To ogrevanje je določeno z vrednostjo  \u003d T1 - T2. Preden tečaj začne delovati, je temperatura njegovih delov enaka temperaturi okolice. Če poznate količino ogrevanja in temperaturo zunanjega zraka, lahko določite dejansko temperaturo delov tečaja.

Preden sestavimo enačbo toplotne bilance, moramo poiskati površino hladilne površine delov kardanskega zgloba. Sheme za določanje tega območja so prikazane na sliki 23.

Hladilne površine so opredeljene kot območja preprostih ravninskih geometrijskih oblik. Sestavljajo:

zunanji del lica Sout. n. \u003d 0,00198 m2;

predel notranjega lica Sint. n. \u003d 0,00156 m2;

stransko območje ličnic S-stran. n. \u003d 0,0006 m2;

površina polovice površine križa je Scross. \u003d 0,0009 m2.

Slika: 23 Površine za prenos toplote ogrevanih delov kardanskega zgloba:

in) -zunanje lice vilic; b)- notranje lice vilic; ob)- stransko lice vilic; d)- prečka.

pri določanju celotne površine hladilne površine delov kardanskega zgloba je treba upoštevati, da površina notranjega lica vilic ni v celoti uporabljena za prenos toplote, saj vključuje konico prečke na igelnem ležaju. Polmer ležaja je R \u003d 15 mm. Potem bo določena skupna površina

Za sestavo enačbe toplotne bilance je potrebna tudi masa delov, na katere se prenese del toplote, ki nastane s trenjem v tečaju. Teža križa, določena iz njegove delovne risbe, je mcross. \u003d 0,278 kg. Maso vilic lahko določimo po formuli ( \u003d 7800 kg / m3 - gostota materiala delov)

Skupna masa delov m bo nato mcross. + 4 m ličnic \u003d 1,018 kg.

Moč L, ki se dovaja na kardanski zglob, se določi s formulo

,

kjer je Mmax največji navor, ki ga razvije motor, Mmax \u003d 259,5 Nm;

i1 - prestavno razmerje prve prestave menjalnika, i1 \u003d 3,5;

 - koeficient trenja med objemko in vilicami,  \u003d 0,03;

dsh - premer konice križa, dsh \u003d 0,016 m;

n je hitrost vrtenja kardanskega zgloba pri največji moči, ki jo razvije motor, določena po naslednji formuli:

;

R je razdalja od osi vrtenja čepa do točke delovanja sile, R \u003d 0,036 m;

 je kot naklona med jaški,  \u003d 3.

Tako bo moč, ki se dovaja na kardanski zglob, enaka

Ogrevanje kardanskega zgloba se določi s formulo

.

Vrednost parametra A je

.

Po nadomestitvi vseh znanih številčnih vrednosti v formulo za določanje ogrevanja kardanskega zgloba dobimo naslednje razmerje med ogrevanjem in časom delovanja kardanskega zgloba:

.

Odvisnost ogrevanja delov kardanskega zgloba od časa njegovega delovanja je predstavljena v tabeli 2. Graf odvisnosti je na sliki 23.

Preglednica 2

Vrednosti ogrevanja delov kardanskega zgloba, odvisno od časa njegovega delovanja.

Čas delovanja gimbala

Slika: 23 Odvisnost razlike med temperaturo ogrevanih delov kardanskega zgloba in temperaturo zunanjega zraka od časa delovanja kardanskega zgloba.

Iz grafa je razvidno, da se po začetku delovanja tečaja ogrevanje delov postopoma povečuje in je po določenem času nastavljeno približno konstantno in enako 45,8С. To govori o uravnoteženju procesov pridobivanja toplote in njenega odvajanja v material delov in okolja. Kardanski igelni ležaji GAZ-2410 so podmazani z olji za zobnike TAD-17i ali TAP-15V. Zgornja meja temperaturnega območja njihove uporabe je približno 130 ... 135С. Če vzamemo temperaturo okolice 25С, bo temperatura delov kardanskega zgloba po 4 urah njegovega delovanja približno 70С. Vidimo, da ne presega zgornje meje območja nanašanja masti. Zato so zagotovljeni normalni pogoji mazanja in normalno delovanje kardanskega zgloba.

Zaključek

V drugem odstavku tečajnega projekta je bil izveden verifikacijski izračun kardanskega prenosa avtomobila GAZ-2410. Namen tega izračuna je bil preizkusiti operativnost kardanskega menjalnika s povečanjem oddanega navora za 1,5-krat v primerjavi z nazivnim, navedenim v tehničnih lastnostih avtomobila.

Izračun je pokazal, da v novih obratovalnih pogojih:

strižne torzijske napetosti, ki nastanejo v prerezu gredi propelerja, ne presegajo dovoljenih vrednosti;

kot zasuka enote dolžine gredi je v sprejemljivih mejah;

dopustne so tlačne, strižne in upogibne napetosti prečnih čepov kardanskega obroča in raztezne napetosti kardanskega zgloba;

realna sila, ki deluje na igelni ležaj, ne presega izračunanega največjega možnega,

izpolnjeno je razmerje med kritično vrtilno hitrostjo gredi propelerja in njegovo največjo obratovalno hitrostjo vrtenja, potrebno za normalno delovanje gredi propelerja;

ko kardanski zglob deluje, je zagotovljena normalna temperatura delov.

Nezadovoljivi rezultati so bili pridobljeni le pri izračunu vilic zgloba - največje napetosti na posameznih točkah odseka so presegle dovoljene meje. (glej odstavek 2.6). Da bi zagotovili normalno delovanje vilic, je treba povečati površino preseka tačk. Dimenzije povečanega odseka so podane v oddelku 2.6.

Tako je operativnost kardanskega menjalnika GAZ-2410 s povečanjem oddanega navora za 1,5-krat zagotovljena s praktično brez sprememb v zasnovi menjalnika (z izjemo povečanja preseka tace univerzalnega zgloba). To kaže na to, da je bila pri načrtovanju avtomobila kardanska prestava (in s tem celoten menjalnik) zasnovana "z rezervo". Pri izbiri začetnih podatkov za izračun je bilo predpostavljeno, da je bil na nemoderiniziran avtomobil nameščen motor ZMZ-4021, ki razvije navor 173 Nm. Kot je navedeno v navodilih za uporabo, pa je namesto njega mogoče namestiti motor ZMZ-402, ki razvije navor 182 Nm. Pri namestitvi različnih pogonskih enot spremembe v menjalniku vozila niso predvidene. Glede na rezultate izračuna, opravljenega pri tem delu, je razvidno, da je na avtomobil GAZ-2410 mogoče brez pomembnih sprememb v zasnovi kardanskega menjalnika namestiti motor, ki razvije navor približno 260 Nm.

Literatura

Volga avtomobili: Navodila za uporabo. - 7. izd. - Gorky: Tiskarna avtomobilske tovarne, 1990. - 176 str. - (Oddelek za oblikovanje in eksperimentalno delo avtomobilske tovarne Gorky)

Anokhin V.I. Domači avtomobili. - M.: Strojništvo, 1968. - 832 str.

Baškardin A.G., Kravčenko P.A. Avtomobili. Potek dela in osnove izračuna. - L.: LISI, 1981. - 58 str.

Zvyagin A.A., Kravchenko P.A. Oblikovanje avtomobila. Tečaj "Avtomobili", 3. del. 1. številka: menjalnik vozila. - L.: LISI, 1975. - 88 str.

Kratek avtomobilski priročnik. - 10. izd., Rev. in dodajte. - M.: Transport, 1985. - 220 str., Ill., Tab. - (Državni znanstvenoraziskovalni inštitut za avtomobilski promet).

Osepchugov V.V., Frumkin A.K. Avtomobil: Strukturna analiza, elementi izračuna: Učbenik za univerzitetne študente s področja "Avtomobili in avtomobilska industrija". - M.: Strojništvo, 1989. - 304 str., Ill.

PLIN - Diplomsko delo \u003e\u003e Promet

Moč prenos, vključuje: sklopko, škatlo orodja, gimbal oddaja, domov oddaja, diferencial ... na moč prenos... Na moči prenos avto PLIN-51A je nameščen ... in v ravnovesju izračuni povprečno dejansko ...

Odobreno in začeli veljati

Po naročilu Rostekhregulirovanie

NACIONALNI STANDARD RUSKE FEDERACIJE

AVTOMOBILSKA VOZILA

VOZILA ZA PRENOS VOZIL S SKUPNIMI

NEENAKOTNE KOTNE HITROSTI

SPLOŠNI TEHNIČNI POGOJI

Vozila. Kardanski zobniki vozil z zglobi

od neenake hitrosti kota. Splošne tehnične zahteve

GOST R 52430-2005

Skupina D25

OKS 43.040.50;

OKP 45 9128

Datum uvedbe

Predgovor

Cilji in načela standardizacije v Ljubljani Ruska federacija vzpostavljen z Zveznim zakonom z dne 27. decembra 2002 N 184-FZ "O tehničnih predpisih" in pravili za uporabo nacionalnih standardov Ruske federacije - GOST R 1.0-2004 "Standardizacija v Ruski federaciji. Osnovne določbe".

Informacije o standardu

1. Razvilo Zvezno državno enotno podjetje "Central Order of the Red Banner of Work Research Automobile and avtomobilski inštitut"(FSUE" NAMI "), JSC" BELKARD ".

2. Uvedel jih je Tehnični odbor za standardizacijo TC 56 "Cestni promet".

3. Odobreno in začelo veljati z odredbo Zvezne agencije za tehnično regulacijo in meroslovje z dne 28. decembra 2005 N 407-st.

4. Predstavljeno prvič.

1 področje uporabe

Ta standard velja za pogonske gredi s tečaji z neenakomernimi kotnimi hitrostmi, njihove sklope in dele, namenjene menjalnikom motornih vozil (v nadaljnjem besedilu ATC) kategorij M in N po GOST R 52051. Standard je dovoljeno uporabljati za pogonske gredi drugih vozil, strojev in mehanizmi.

Ta standard uporablja sklice na naslednje standarde:

GOST R 52051-2003. Mehanski vozil in prikolice. Klasifikacija in opredelitve

GOST 8.051-81. Državni sistem za zagotavljanje enotnosti meritev. Dovoljene napake pri merjenju linearnih dimenzij do 500 mm

GOST 9.014-78. Enoten sistem zaščite pred korozijo in staranjem. Začasna protikorozijska zaščita izdelkov. Splošni pogoji

GOST 9.104-79. Enoten sistem zaščite pred korozijo in staranjem. Premazi za barvanje in lakiranje. Skupine delovnih pogojev

GOST 15.309-98. Sistem razvoja in lansiranja izdelkov. Preskušanje in sprejem proizvedenih izdelkov. Osnovne določbe

GOST 15140-78. Barve in laki. Metode za določanje oprijema

GOST 15150-69. Stroji, naprave in drugi tehnični izdelki. Različice za različne podnebne regije. Kategorije, obratovalni pogoji, skladiščenje in prevoz v smislu vpliva podnebnih okoljskih dejavnikov.

Opomba. Pri uporabi tega standarda je priporočljivo preveriti delovanje referenčnih standardov v sistemu javnega obveščanja - na uradni spletni strani nacionalnega organa Ruske federacije za standardizacijo na internetu ali v skladu z letno objavljenim informacijskim indeksom "Nacionalni standardi", ki izhaja od 1. januarja tekočega leta, in ustrezne mesečne informativne znake, objavljene v tekočem letu. Če je referenčni dokument zamenjan (spremenjen), se mora pri uporabi tega standarda voditi nadomeščeni (spremenjeni) dokument. Če je referenčni dokument preklican brez zamenjave, velja določba, v kateri je navedena povezava do njega, v delu, ki ne vpliva na to povezavo.

3. Izrazi in definicije

V tem standardu se uporabljajo naslednji izrazi z ustreznimi definicijami:

3.1. Kardanski pogon: Enota ATS, sestavljena iz dveh ali več kardanskih gredi, vmesnih nosilcev (če je potrebno) in zasnovana za prenos navora iz ene enote v drugo, katere osi gredi ne sovpadajo in lahko spremenijo svoj relativni položaj.

3.2. Kardanska gred: gred, izdelana v obliki cevi ali palice ali v kombinaciji cevi in \u200b\u200bpalice, s kardanskimi ali polkardanskimi zglobi, vključno z elastičnimi polkardanskimi zglobi, ki imajo lahko mehanizem za spreminjanje dolžine gredi.

3.3. Kardanski zglob: kinematični rotacijski par, zasnovan za povezovanje gredi z sekajočimi se osmi in zagotavlja možnost prenosa navora pod spremenljivim kotom.

3.4. Dvojni kardanski zglob: kinematična enota, sestavljena iz dveh kardanskih zglobov neenakomernih kotnih hitrosti, povezanih s povezovalnimi površinami ali s skupnim delom.

3.5. Dolžina gredi propelerja: razdalja med povezovalnimi površinami prirobničnih spojev.

Opombe. 1. Razdalja med središčami tečajev ali drugimi konstrukcijskimi elementi je dovoljena kot dolžina gredi, na primer razdalja od središča tečaja do središča ležaja vmesnega nosilca.

2. Če obstaja mehanizem za spreminjanje dolžine gredi propelerja, je treba njegovo najmanjšo dolžino upoštevati kot razdaljo med povezovalnimi površinami prirobnic v popolnoma stisnjenem položaju gredi propelerja, za največjo dolžino pa skupno vrednost najmanjše dolžine gredi vijaka in največji dovoljeni hod v mehanizmu spreminjanja dolžine.

3.6. Mehanizem za spreminjanje dolžine gredi propelerja: naprava, ki omogoča spreminjanje dolžine gredi propelerja, ko se spremeni razdalja med enotami, povezanimi s gredjo propelerja.

3.7. Dolžina kardanske gredi: razdalja med povezovalnimi površinami kardanske gredi (kardanske gredi) ali drugimi strukturnimi elementi.

3.8. Vmesna opora gredi kardanske gredi: Mehanizem, ki se uporablja za podporo povezave dveh gredi kardanske gredi.

3.9. Koti vgradnje kardanskega menjalnika: koti v zglobih kardanskega menjalnika vozila s skupno maso na vodoravni površini.

3.10. Največji kot vrtišče: največji možni kot zasuka med premikanjem vrtišča.

3.11. Vrtilni moment: trenutek, potreben za premagovanje odpornosti na relativno kotno gibanje v pivotu.

3.12. Prizadevanje aksialnega gibanja v mehanizmu za spreminjanje dolžine gredi propelerja: sila, potrebna za relativno aksialno gibanje elementov mehanizma, ki ni obremenjen z navorom in (ali) upogibnimi momenti gredi propelerja.

3.13. Kot vrtenja rogljev vilic gredi propelerja: relativni kotni premik osi lukenj vilic gredi propelerja.

4. Glavni parametri in tehnične zahteve

4.1. Glavni parametri kardanskih zobnikov so:

Najmanjša dolžina;

Največja dolžina;

Največji kot vrtenja v tečaju;

Prizadevanje aksialnega gibanja v mehanizmu za spreminjanje dolžine;

Neravnovesje;

Navor zdrži brez trajnih deformacij;

Navor lahko prenesete brez lomljenja delov.

4.2. Izračun kritične hitrosti gredi propelerja je podan v Dodatku A.

4.3. Dovoljeno neravnovesje gredi propelerja, navedeno na vsakem od nosilcev, ne sme presegati zmnožka njegove mase, ki jo je mogoče pripisati tem nosilcem, in specifičnega neravnovesja iz tabele 1.

Preglednica 1

Norme specifičnega neravnovesja gredi propelerja

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

│ Navedeno posebno neravnovesje za največjo hitrost speed

│ kardanske gredi v menjalniku, кар do opore kardanske gredi, g x cm / kg, │

│-1│ ne več│

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

"Do 500 vključno z 25"

VSv.500 "1500" │15│

│"1500"2500"│10│

│"2500"4000"│6│

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

Opombe. 1. Za kratke jaške, ki nimajo cevi ali s cevjo do 300 mm, je dovoljeno neravnovesje določeno v projektni dokumentaciji (CD) razvijalca.

2. Izračun neuravnoteženosti gredi propelerja, ki pada na njene nosilce, je podan v Dodatku B. Na podlagi rezultatov izračuna (če je potrebno) je treba zasnovo optimizirati tako, da se zmanjšajo reže na tečajih, mehanizem za spreminjanje dolžine ali zmanjšanje mase gredi propelerja ali gredi propelerja.

4.4. Največji navor, ki ga prenaša kardanski pogon ali kardanska gred, ne sme presegati vrednosti, določenih v projektnem dokumentu, ki ustrezajo:

Odsotnost preostalih deformacij kardanskega gonila ali kardanske gredi;

Brez poškodb kardanskega pogona ali kardanske gredi.

4.5. Dovoljene vrednosti radialnega izteka cevi gredi propelerja, radialne in aksialne zračnosti v tečajih, sile aksialnega gibanja v mehanizmu za spreminjanje dolžine, moment vrtenja v tečaju so določene v projektni dokumentaciji podjetja za razvijanje.

4.6. Sestavljeni kardanski pogoni morajo biti pobarvani v skladu z zahtevami GOST 9.104.

Dovoljeno nebarvanje kletke ležajev, votline prirobnic, križi, notranje površine ušes in čepi vilic.

Priključne in centrirne površine prirobnic pogonske gredi je treba zaščititi pred barvanjem v skladu z zahtevami proizvajalčeve projektne dokumentacije.

4.7. Oprijem filma laka ladijske gredi ne sme presegati 2 točk v skladu z GOST 15140.

4.8. Nanesene barve in laki morajo omogočati možnost niansiranja pogonskih gredi z zračno sušljivimi barvami.

4.9. Kupljene izdelke z omejenim rokom uporabnosti je treba uporabiti za sestavljanje pogonskih gredi v roku, določenem v dokumentih za dobavo teh izdelkov.

4.10. Nameščeni vir pogonskega sklopa ne sme biti manj primerno vir PBX, kateremu je namenjen.

4.11. Dovoljeni koti vgradnje kardanskih gredi v menjalnike so podani v Dodatku B.

4.12. Dovoljena odstopanja v obliki povezovalnih površin rogljev vilic-prirobnic propelerskih gredi, prirobnic enot, povezanih s pogonskimi pogoni, so podana v Dodatku D.

5. Pravila sprejemljivosti

5.1 Nadzor prevzema (PC) izdelkov izvaja služba tehničnega nadzora (STC) proizvajalca.

5.2. Kardanski pogoni in njihovi elementi so podvrženi sprejemnim preskusom (PSI) in rednim preskusom (PI) po prevzemnem nadzoru. Preskusi se izvajajo v skladu z GOST 15.309 in tehnično dokumentacijo proizvajalca.

5.3. Če pogodbe o dobavi predvidevajo sprejem s strani neodvisnega organa (zastopnika kupca ali potrošnika), potem prevzem opravi določeno predstavništvo v prisotnosti proizvajalčeve STK.

5.4. Redni preskusi kardanskih prenosov se izvajajo na vsaj treh izdelkih, vsaj enkrat na šest mesecev. Pozitivni rezultati testa osnovni modeli kardanske menjalnike je dovoljeno razširiti na njihove oblikovne možnosti (modifikacije, različice).

Občasne preskuse sprememb pogonskega sklopa lahko nadomestimo s preskusi osnovnega modela.

5.5. Parametri, preverjeni med preskušanjem (PSI, PI), so podani v Dodatku D.

5.6. Potrošnik ima pravico naključno preveriti skladnost kardanskih prenosov, njihovih enot in delov z zahtevami tega standarda in projektne dokumentacije razvijalca.

Preverjanje se izvaja v okviru nadzora prevzema STK.

6. Metode nadzora (preskušanje)

6.1. Popolnost, pravilna montaža, videz varjenih šivov, zunanje stanje zaščitni premaz, če na površini cevi in \u200b\u200bpripadajočih delov ni razpok, udrtin in drugih mehanskih poškodb, se vizualno preveri pritrditev izravnalnih plošč (glej Dodatek E).

6.2. Linearne in kotne mere se merijo z največjimi dovoljenimi napakami, določenimi z GOST 8.051.

6.3. Koti vrtenja v kardanskih zglobih, kot tudi kot vrtenja rogljev kardanske gredi, se merijo s kotnimi meritvami z napako +/- 1 °.

6.4. Radialni iztek cevi gredi propelerja se meri pri nastavitvi vzdolž povezovalnih površin z napako +/- 0,01 mm.

6.5. Radialni in aksialni odmik v tečaju ali njihova skupna vrednost se izmeri z natančnostjo najmanj 0,01 mm. Vrednosti zračnosti je dovoljeno določiti na podlagi rezultatov meritev dimenzij križnice in ležajev ob upoštevanju možnih osnih premikov (vzdolž konic križnice) v spojih "ležajne vilice".

6.6. Sila aksialnega gibanja v mehanizmu za spreminjanje dolžine se določi s točnostjo 5% največje vrednosti.

6.7. Vrtilni moment se določi z natančnostjo 2,5% največje vrednosti.

6.8. Za oceno trdnosti kardanskih gredi in kardanskih spojev na njih vpliva navor, določen v projektni dokumentaciji, z natančnostjo 2,5% njegove vrednosti.

6.9. Neuravnoteženost gredi propelerja se določi z natančnostjo 10% dovoljene vrednosti, z neravnovesjem manj kot 20 g x cm - z natančnostjo 2 g x cm.

6.10. Pogonske gredi morajo biti dinamično uravnotežene. Način dinamičnega uravnoteženja v projektni dokumentaciji nastavi podjetje-razvijalec kardanskega menjalnika, pod pogojem, da so zagotovljene norme neravnovesja iz tabele 1.

6.11. Kardanski pogoni morajo biti uravnoteženi z vsemi gredmi in vmesnimi ležaji.

Možnost ločenega uravnoteženja kardanskih gredi z več kot tremi kardanskimi zglobi je določena v projektni dokumentaciji proizvajalca.

6.12. Izravnavo kardanskih gredi z mehanizmom za spreminjanje dolžine je treba izvesti v dolžini, določeni v projektni dokumentaciji proizvajalca.

6.13. Viličaste prirobnice kardanskih zobnikov, ki tehtajo več kot 5 kg, je treba pred sestavljanjem kardanskega zobnika dodatno uravnotežiti v skladu s projektno dokumentacijo razvijalca.

6.14. Pri ponovni namestitvi na izravnalni stroj neravnovesje gredi propelerja ne sme presegati dovoljene vrednosti.

6.15. Preverjanje neravnovesja se izvede po preverjanju vrednosti delitve lestvice. merilni instrument v skladu s 6.9 in pravilno nastavitev izravnalnega stroja.

6.16. Oprijem filma laka za kardanski prenos je treba določiti z metodo rešetk v skladu z GOST 15140.

6.17. Trdota površinske plasti konic križev se preveri v skladu s postopkom proizvajalca.

7. Označevanje

7.1 Kardanski pogoni so označeni, da se zagotovi njihova identifikacija. Vsebina oznake, način in kraj uporabe izdelka so določeni v projektni dokumentaciji podjetja razvijalca v skladu z.

8. Embalaža

8.1. Pakiranje kardanskih pogonov, sklopov in delov mora zagotavljati njihovo varnost pred mehanske poškodbe, vpliv padavin in onesnaženja. Vrsta embalaže in možnost njene odsotnosti je navedena v dobavnih dokumentih.

9. Prevoz in skladiščenje

9.1. Kardanski pogoni, enote in deli se prevažajo s katero koli vrsto prevoza, kar zagotavlja njihovo varnost pred mehanskimi poškodbami, onesnaževanjem in padavinami. Skupina prevoznih pogojev 6 (ОЖ2), skladiščenje - 3 (Ж3) v skladu z GOST 15150.

Po dogovoru med proizvajalcem in potrošnikom je dovoljeno uporabljati druge pogoje prevoza in skladiščenja v skladu z GOST 15150.

9.2. Vse neobarvane zunanje kovinske površine kardanskih pogonov, njihove sklope in dele za montažo ali rezervne dele je treba ohraniti v skladu z GOST 9.014 za obdobje, določeno v dobavnih dokumentih.

10. Navodila za uporabo

10.1. Upravljanje in vzdrževanje kardanskih menjalnikov je treba izvajati v skladu z navodili za uporabo vozila, na katerem so nameščeni.

11. Garancije proizvajalca

11.1. Proizvajalec zagotavlja skladnost kardanskih pogonov z zahtevami tega standarda ob upoštevanju pravil o delovanju, prevozu in skladiščenju, ki jih je določilo podjetje.

11.2. Garancijska doba delovanje in garancijski čas delovanja kardanskih pogonov, ki so priloženi celotnemu kompletu, ne sme biti manj zajamčena rok in garancijski čas delovanja avtomatske telefonske centrale, ki so ji namenjeni.

11.3. Garancijsko obdobje in garancijski čas delovanja kardanskih pogonov, dobavljenih za celoten komplet, se izračunata v skladu z garancijskimi obveznostmi za vozilo, za tiste, ki so dobavljeni kot rezervni deli - od trenutka, ko so nameščeni na vozilo.

Kardanski pogoni, ki so priloženi celotnemu kompletu, morajo biti nameščeni na PBX v roku, določenem v tehnični dokumentaciji za izdelek.

11.4. Zajamčeno obdobje shranjevanja za kardanske pogone ni daljše od 12 mesecev.

Zajamčena življenjska doba kardanskih pogonov se izračuna od datuma pošiljanja izdelka.

aplikacijo IN

(referenca)

IZRAČUN KRITIČNE HITROSTI PROPELERSKE GRE

Za kardansko gred z jekleno cevjo se kritična hitrost ,, izračuna po formuli

, (1)

kjer je D zunanji premer cevi, cm;

d je notranji premer cevi, cm;

L največja razdalja med osmi zglobov pogonske gredi, cm;

kjer je frekvenca vrtenja gredi propelerja v prenosniku (naravna frekvenca prečnih vibracij gredi v prvi obliki), ki ustreza največja hitrost ATC ,.

Opombe. 1. Pri tem izračunu se ne upošteva elastičnost nosilcev.

2. Za kardanske zobnike z vmesno oporo se vrednost L vzame enako razdalji od osi vrtišča do osi ležaja vmesne opore.

Kritična frekvenca vrtenja gredi, izdelana v obliki palice med kardanskimi zglobi, se izračuna z d, enakim nič.

Kritična hitrost gredi propelerja, sestavljene iz cevi in \u200b\u200bpalice, se izračuna na podlagi zmanjšane vrednosti dolžine cevi, cm, po formuli

, (2)

kje je dolžina gredne cevi, cm;

Dolžina cevi, ki nadomešča palico gredi, glej.

Dolžina cevi, ki nadomešča palico gredi, se izračuna po formuli

, (3)

kje je dolžina palice gredi, cm;

Premer palice gredi, cm.

Kritično frekvenco vrtenja gredi propelerja, ob upoštevanju elastičnosti njenih nosilcev v menjalniku, eksperimentalno določi podjetje za razvijanje vozil.

Frekvenca vrtenja gredi propelerja v menjalniku, ki ustreza največji možni hitrosti vozila, ne sme presegati 80% kritične frekvence, ob upoštevanju elastičnosti nosilcev.

aplikacijo B

(referenca)

IZRAČUN NEravnotežja gredi pogonskega kolesa

1. Neravnovesje gredi propelerja je odvisno od njegove mase in zračnosti v zglobih ter mehanizma za spreminjanje dolžine.

2. Neuravnoteženost D, g x cm, v prerezu nosilca kardanskega pogona se izračuna po enačbah:

Za gred brez mehanizma za spreminjanje dolžine; (1)

Za gred z mehanizmom za spreminjanje dolžine, (2)

kjer je m masa gredi propelerja, ki pada na nosilec, g;

Skupni premik osi gredi, ki ga povzročajo aksialni razmiki v tečaju med koncema križa in dnom ležajev ter radialni odmik v povezavi "prečni zgib - prečni ležaj", cm;

Premik osi gredi zaradi zračnosti v mehanizmu za spreminjanje dolžine, glej.

Masa m se določi s tehtanjem na tehtnici, nameščeni pod vsako oporo vodoravno nameščene gredi.

Skupni premik osi gredi, cm, se izračuna po formuli

, (3)

kjer je H osna zračnost v tečaju med konci križa in dnom ležajev, cm;

Notranji premer ležaja na iglah, cm;

Premer prečnega zatiča, cm.

Premik osi gredi, cm, se določi ob upoštevanju zasnove mehanizma za spreminjanje dolžine. Na primer, za premično zglobno povezavo s centriranjem na zunanji ali notranji premer se določi s formulo

, (4)

kje je premer luknje za zob v tulcu, cm;

Premer zglobne gredi, cm.

Opomba. Za kardansko gred brez mehanizma za spreminjanje dolžine \u003d 0.

Najmanjše in največje neravnovesje D se izračuna ob upoštevanju tolerančnega polja povezanih elementov kardanskega menjalnika ali kardanske gredi.

Dejansko neravnovesje gredi propelerja, določeno z natančnostjo izdelave sedežnih in povezovalnih površin opreme za uravnoteženje, pa tudi sedežnih površin prenosnih enot, je večje od izračunane vrednosti.

aplikacijo AT

DOVOLJENI KOTI ZA PRITRDITEV GRELA PROPELERJA

Koti vgradnje gredi propelerja v prenos v statičnem stanju vozila celotne mase ne smejo presegati:

3 ° - za osebna vozila;

5 ° - za tovornjake in avtobuse;

8 ° - za vozila s pogonom na vsa kolesa.

Najmanjši koti vgradnje kardanske gredi s spoji na igelnih ležajih morajo biti najmanj 0,5 °.

Za kardanske gredi, nameščene med osmi podstavnih vozičkov, je dovoljen kot vgradnje nič.

Dodatek D

DOPOLNJENA ODSTOPANJA OBLIK

POVRŠINE PRIKLJUČEK PRIROBNIKA

Preglednica D.1

Dovoljena odstopanja oblike povezovanje

prirobnične površine

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

│Najvišja frekvenca│ toleranca│ toleranca radialna toleranca│

│ vrtenje ravnine gredi propelerja, konec │ utrip podesta

│-1│ mm, ne več kot │ utrip, mm, │ pas, mm, │

Transmission v prenosu, min ││ ne več ne več

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

500 do 500 vklj. │0.08│0.08│0.08│

│Sv.500 "3500" │0,05 │0,05 0,05│

│"3500 "5000"│0,04│0,04│0,04│

│"5000│0,03│0,03│0,03│

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

Preglednica D.2

Dovoljena odstopanja v obliki povezovalnih površin

prirobnice s končnimi zobmi

Toleranca ravnosti, mm, nič več	Toleranca končnega izteka, mm, nič več
	0,12

Opomba. Preverjanje dovoljenih odstopanj se izvaja na valjih s premerom 3,5 mm.

aplikacijo D

(obvezno)

PARAMETRI PREVERJENI MED PRESKUSI

Preglednica E.1

Ime parametra in kazalnik kakovosti	Sprejem nadzor	Sprejem- dostava poskusi	Občasno poskusi
Kardanski pogon ali kardanska gred
Popolnost
Pravilnost montaže
Videz zvari
Zunanje stanje zaščitne prevleke
Odsotnost cevi in parjenje delov razpoke, udrtine in druge mehanske poškodbe
Pritrditev izravnalnih plošč
Navor navojne povezave
Koti v kardanskih sklepih
Vrtljivi navor
Prisotnost maščobe v vsaki konici, v ležaji in zglobi
Aksialna sila premika v mehanizmu spremembe dolžine
Vrednost preostalega neravnovesja
Najmanjša dolžina
Največja dolžina
Kot vrtenja rogljev vilic
Iztekanje radialne cevi
Radialni in aksialni zračnosti ali njihova skupna vrednost
Torzijska trdnost
Prečka z igelnimi ležaji
Torzijska trdnost