5.5. Розрахунок навантаження хрестовини

Конструктивно-розрахункова схема хрестовини зображена на рис. 5.5, а.

а б

Рис. 5.5. Розрахункова схема хрестовини (а) та вилки (б) карданного шарніра

Навантаження хрестовини розраховують в двох перерізах: А-А і С-С.

На шип хрестовини діє колова сила Q_max:

(5.22)

Під впливом цієї сили на основу шипа хрестовини (переріз А-А) діє перерізуюча сила Р_пер= Q_max і згінний момент:

Напруження згину та зрізу в основі шипа визначаються за формулами:

(5.23)

де l_ш і d_ш – довжина і діаметр шипа; W_ш – осьовий момент опору згину шипа.

Для шипа діаметром d_ш за відсутності отвору для змащування , а для шипа з отвором діаметром d­₀:

.

На тіло хрестовини (переріз с-с) діє розривна сила

. (5.24)

Хрестовину карданного шарніра виготовляють із сталей типу 12ХНЗА, 18ХГТ, 20Х з подальшою цементацією (HRC 58…65).

5.7. Розрахунок вилки карданного шарніра

Розрахунковим перерізом вилки є переріз Б-Б (рис. 5.5, б), що лежить в основі вилки. В цьому перерізі виникає згінний момент М_зг=Q_max с, а також крутний момент Т_к = Q_max ^. а.

Вилка карданного шарніра розраховується на згин та кручення у перерізі Б-Б під дією сили Q_max, тобто напруження згину та кручення відповідно будуть

; , (5.25)

де с і а – відповідно плечі згину та кручення; W_з і W_к – моменти опору перерізу Б-Б згину та крученню.

Для прямокутного перерізу:

W_зг = ; W_к = кhb²,

де b і h – розміри перерізу Б-Б (рис. 5.5, б); к – коефіцієнт, що залежить від відношення h/b (цю залежність можна наближено подати у вигляді к=0,19+0,025h/b).

Для еліптичного перерізу:

W_з= bh²; W_к= hb².

У виконаних конструкціях вилок напруження становлять:_з = 50…80МПа; _к = = 80…160 МПа. Вилки карданного вала виготовляють із середньо-вуглецевих сталей 35, 40, 45, або з легованої сталі 40ХНМА.

5.7. Розрахунок голчастого підшипника

Голчасті підшипники карданного шарніру перевіряють по значенню допустимого навантаження

(5.26)

де z_г, d_г, l_г – відповідно кількість, діаметр та довжина голок.

Необхідна довговічність голчастого підшипника буде забезпечена за дотримання умови

Q_max  P_доп.

5.9. Коефіцієнт корисної дії карданної передачі

Під час передачі обертового моменту деяка частина його витрачається для подолання тертя в підшипниках карданного шарніра. Коефіцієнт корисної дії карданного шарніра визначається за формулою

_, (5.27)

де  – коефіцієнт тертя голчастого підшипника,  = 0,02...0,03; d_ш – діаметр шипа хрестовини; R – радіус середньої точки шипа (радіус кола, що проходить через середини шипів хрестовини).

Тоді коефіцієнт корисної дії карданної передачі

, (5.28)

де z – кількість шарнірів карданної передачі.

ККД карданної передачі з двома шарнірами нерівних кутових швидкостей досягає  = 0,99 при  = 8⁰. При збільшенні  до 14⁰  знижується до 0,96. Довговічність голчастих підшипників знижується у 3–4 рази. Враховуючи це, кути установки валів, що з’єднуються шарніром, нерівних кутових швидкостей в статичному положенні АТЗ не повинні перевищувати: 3⁰ - для легкових автомобілів, 4⁰ – для вантажних автомобілів, 8⁰ – для автомобілів високої прохідності.

Найбільше значення кута установки валів, за якого забезпечується передача крутного моменту  = 22⁰. Для недопущення перевищення цього кута під час взаємного переміщення підресорених та непідресорених мас використовують обмежувач ходу відбою підвіски.