Расчет карданных шарниров

РАСЧЕТ КАРДАННЫХ ШАРНИРОВ [c.170]

Теоретическое решение, описывающее распределение нагрузки в цилиндрических роликоподшипниках с учетом влияния величины внешней нагрузки, радиального зазора в подшипнике и жесткости подшипникового узла, изложено в работах [1, 2]. Применительно к игольчатым подшипникам карданных шарниров решение такой задачи с учетом перекоса игл и жесткости шипа крестовины приведено в работе [3]. Это решение дает возможность определить закон распределения нагрузки со значительно большей точностью, чем применяемый в настоящее время в практических расчетах метод Штрибека, и позволяет исследовать влияние вышеперечисленных факторов на характер распределения между иглами нагрузки, действующей на подшипник, а следовательно, и на его долговечность. [c.73]

Надежность карданных шарниров, как правило, определяется ресурсом игольчатых подшипников. Особенностью расчета этих подшипников на долговечность является необходимость учета угла наклона карданного вала. Помимо этого, при оценке ресурса всего шарнира следует учитывать количество входящих в него подшипников. [c.170]

Расчет по корреляционному уравнению долговечности. Корреляционное уравнение долговечности карданных шарниров определено в виде [c.174]

Т абл и ца 4.31. Расчет критерия долговечности карданного шарнира автомобиля грузоподъемностью 8 т [c.175]

Расчет по контактным напряжениям. В соответствии с результатами исследований [84, 85] уравнение кривой усталости карданных шарниров может быть записано в виде функции контактных напряжений и угла наклона вала с помощью двух уравнений [c.175]

Расчет комбинированным методом. В результате расчетов ресурса карданных шарниров различными методами получено пять решений, которые сведены в табл. 4.32. Функции плотности распределения ресурса представлены на рис. 4.7. Для получения комбинированной оценки долговечности воспользуемся положениями, изложенными в 2.9. [c.177]

Рис. 4.7, Распределение ресурса карданного шарнира, полученное в результате (расчетов

В заключение приведем результаты расчетов ресурсов подшипников карданного шарнира автомобилей ЗИЛ-ММЗ-555, эксплуатировавшихся в условиях Ленинграда по динамической грузоподъемности —-170 и 53 тыс. км (соответственно варианты I и III) по контактной усталости — 113 и 44 тыс. км. Фактические средние ресурсы у подконтрольных партий автомобилей в различных опорных АТП составили от 30 до 120 тыс. км. [c.180]

На кафедре Автомобили МАМИ по приведенному выше методу был произведен расчет износа канавок кулаков карданного шарнира постоянных угловых скоростей автомобиля ЗИЛ-157. При этом была получена кривая 1 (рис. 153), характеризующая интенсивность изнашивания б (в мм/об) в зависимости от пере-286 [c.286]

Расчет зубчатого соединения скользящей вилки карданного шарнира сводится, как обычно, к сравнению максимального напряжения смятия с допускаемым. Из опыта эксплуатации машин можно сделать вывод, что допускаемые напряжения смятия находятся в линейной зависимости от твердости сопрягаемых поверхностей. При твердости ЛЯС 35 напряжение смятия а ах =- 80 МПа [c.256]

Расчет игольчатых подшипников карданных шарниров на долговечность. В приведенной методике расчета обобщен опыт Минского автомобильного завода и некоторых зарубежных фирм по проектированию карданных передач. [c.225]

Для проектных расчетов рекомендуются следующие значения КПД отдельных механизмов трансмиссии карданного шарнира = 0,995 главной передачи 77,,, = 0,93...0,97 колесной передачи (редуктора) Т], р = 0,96...0,98. [c.100]

Рассмотрим несколько вариантов расчета шарниров карданной передачи грузового автомобиля грузоподъемностью 8 т с колесной формулой 6x4, эксплуатирующегося в условиях города на строительных объектах. [c.170]

В работах [84, 85] на основании результатов стендовых испытаний карданных передач показано, что частота нагружения роликов игольчатых подшипников зависит от угла наклона вала, причем частота нагружения превышает частоту вращения карданного вала. Этот факт учитывается также в формуле для расчета шарниров на долговечность, приводимой в работе [1171. Для определения числа циклов нагружения роликов подшипника за километр пробега автомобиля можно воспользоваться следующей зависимостью [c.171]

Т абл и ца 4.32. Результаты расчетов шарниров карданных передач на долговечность [c.177]

При работе с малой амплитудой качания, т. е. при р < ф (характерно для подшипников, устанавливаемых в шарнирах универсальных шпинделей и карданных валов), возникают специфические условия смазки нагруженного контакта тел и дорожек качения, поэтому расчет долговечности производят с учетом данных условий после проведения серии испытаний на соответствующих режимах. [c.471]

Для расчета шарниров универсальных шпинделей и карданных валов рекомендуются следующие формулы. [c.472]

Для карданного вала с одним шарниром, расположенным в трубе, не нужны никакие специальные элементы, так как кожухи связаны с рамой с помощью так называемой шаровой чашки (фиг. 2—4). Продольные рессоры при этом соединяются с рамой при помощи сережек и должны работать без передачи толкающих усилий. Так же работает и поперечная рессора, которая может быть расположена за задней осью. Расчет указанных конструкций приведен ниже. [c.447]

В соединениях вилок карданных шарниров стационарно приложенный изгибающий момент меняется по знакопеременному циклу. В связи с этим за оборот соединения дважды происходит перекладка ступицы на валу. Если в наиболее перекошенных парах (перпендикулярных к плоскости вилки) происходит частичная разгрузка (эпюры нагрузки принимают вид 3 или 4, рис. 4.9, е), перекладка происходит с ударом. Это может привести к пластическим деформациям, в результате которых зуб принимает бочкообразную форму, а сопряженная впадина — корсетовидную. То же происходит и с центрирующими поверхностями вал становится бочкообразным, а отверстие — овально-корсетовидным. Это явление носит прогрессивный характер. Чтобы избежать этого, следует выполнять соединение так, чтобы не было разгрузки зубьев и не нагружались центрирующие поверхности, т. е. применять центрирование по боковым сторонам зубьев. Если этого сделать не удается, следует применять разгрузку соединения от изгибающего момента (см. п. 6.3). Подробнее о расчете таких соединений см. п. 7.7. [c.162]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...