Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang có những biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất. Chịu ảnh hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệp ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này. Đặc biệt là trong thời gian gần đây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối cùng sẽ cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều xí nghiệp. Khi đó mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất một vài chi tiết, một cụm chi tiết, hoặc một cụm kết cấu của chiếc xe.
Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một trong những phần có thể thiết kế và được sản xuất trong nước. Để có điều kiện tìm hiếu về cấu tạo và nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được giao cho thực hiện đồ án “ tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe 24 chỗ ngồi ”. Trong
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
LỜI NÓI ĐẦU
Cùng với sự phát triển của nền kinh tế, ngành công nghiệp ôtô nước ta cũng đang có
những biến chuyển và ngày càng ảnh hưởng sâu rộng tới các lĩnh vực sản xuất. Chịu ảnh
hưởng của xu thế phân công lao động theo hướng chuyên môn hoá, ngành công nghiệp
ôtô đang có những thay đổi để phù hợp với xu thế này. Đặc biệt là trong thời gian gần
đây xu thế phân công lao động dẫn đến sự hợp tác trong sản xuất ôtô mà kết quả cuối
cùng sẽ cho ra đời những chiếc xe có thể là sản phẩm chung của rất nhiều xí nghiệp. Khi
đó mỗi nhà máy xí nghiệp có thể chỉ sản xuất một vài chi tiết, một cụm chi tiết, hoặc một
cụm kết cấu của chiếc xe.
Với tình hình công nghệ sản xuất, vật liệu cũng như nhu cầu của thị trường ở nước ta
hiện nay thì phần gầm xe trong đó có cụm tổng thành cầu sau chủ động là một trong
những phần có thể thiết kế và được sản xuất trong nước. Để có điều kiện tìm hiếu về cấu
tạo và nguyên lý hoạt động cũng như nguyên lý làm việc thực tế của ôtô, em đã được
giao cho thực hiện đồ án “ tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe 24 chỗ ngồi ”. Trong
thời gian qua, được sự hướng dẫn tận tình của thầy Vũ Xuân Trường cùng sự tìm tòi của
bản thân, em đã hoàn thành đồ án này. Tuy nhiên trong đó không tránh khỏi những thiếu
sót, em kính mong sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài này được hoàn thiện hơn.
Hưng Yên, ngày 14 tháng 11 năm 2011
Hoàng Văn Công
§å ¸n m«n häc
1
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
Hưng yên, ngày….tháng….năm 2011
Giáo viên hướng dẫn
§å ¸n m«n häc
2
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
MỤC LỤC
Lêi nãi ®Çu……………………………………………………………………..1
PhÇn I: Kh¸i qu¸t cÇu chñ ®éng………………………………………………. 4
I.cÇu chñ ®éng…………………………………………………………… 4
II. TruyÒn lùc chÝnh …………………………………………………….. 5
III. Vi sai………………………………………………………………….
6
IV. B¸n trôc……………………………………………………………… 7
PhÇn II: ThiÕt kÕ tÝnh to¸n b¸n trôc……………………………………………8
I.C¸c sè liÖu ban ®Çu………………………………………………….. 8
II. Néi dung thiÕt kÕ vµ tÝnh to¸n……………………………………… 8
II.1 ThiÕt kÕ tÝnh to¸n truyÒn lùc chÝnh ………………………………… 8
II.1.1 Yªu cÇu vµ kÕt cÊu cña truyÒn lùc chÝnh………………………… 8
II.1.2 X¸c ®Þnh c¸c th«ng sè c¬ b¶n cña truyÒn lùc chÝnh …………….. 9
II.1.3 X¸c ®Þnh lùc t¸c dông lªn truyÒn lùc chÝnh…………………… 15
II.1.4 TÝnh to¸n kiÓm tra bÒn b¸nh r¨ng truyÒn lùc chÝnh…………… 16
II.1.5 TÝnh trôc vµ chän æ ®ì truyÒn lùc chÝnh………………………. 17
II.2 TÝnh to¸n vi sai…………………………………………………… 19
II.2.1 ph©n tÝch kÕt cÊu , chän s¬ ®å vi sai……………………………. 19
II.2.2 TÝnh to¸n kÝch thíc bé vi sai ®èi xøng……………………… 19
II.2.3 TÝnh bÒn cho bé vi sai………………………………………… 22
II.3ThiÕt kÕ tÝnh to¸n b¸n trôc………………………………………..
24
a. C¸c chÕ đé t¶i träng tÝnh to¸n……………………………………
24
b. TÝnh bÒn b¸n trôc gi¶m t¶i……………………………………….
26
II.4
TÝnh to¸n dÇm cÇu gi¶m t¶i hoàn toàn……………………………
27
Tµi liÖu tham kh¶o………………………………………………………….
32
§å ¸n m«n häc
3
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
PHẦN I. KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
I. Cầu chủ động
1. Công dụng
Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có
cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền
động các đăng, hoặc cầu chủ động và hộp số được đặt trong một cụm. Công dụng:
Là giá đỡ và giữ hai bánh xe chủ động.
Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiến
hoặc lùi.
Tăng tỷ số truyền để tăng mômen xoắn, tăng lực kéo của bánh xe chủ động.
Cho phép bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau khi xe quay vòng.
Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên xe.
2. Yêu cầu
Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc.
Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học cao.
Phải có hiệu suất làm việc cao, làm việc không gây tiếng ồn, kích thước nhỏ gọn.
3. Phân loại
Theo kết cấu truyền lực chính: Gồm 2 loại là cầu đơn và cầu kép
theo vị trí của cầu chủ động trên xe: Cầu trước chủ động và cầu sau chủ động
Theo số lượng cầu bố trí trên xe: Gồm xe 1 cầu chủ động, xe 2 cầu chủ động, xe 3
cầu chủ động
Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính: một cặp bánh răng, hai cặp bánh
răng.
§å ¸n m«n häc
4
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Cấu tạo cầu chủ động
1, 2, 3,4: Các chi tiết của truyền lực chính
5: Bánh răng vành chậu
6, 7: ổ bi đỡ bán trục
9: Bán trục. 10:Vỏ cầu.
8: Vòng chắn dầu.
11 : Bánh răng quả dứa. 12 : Bánh răng bán trục. 13 : Vỏ vi sai.
II.Truyền lực chính
1. Chức năng
Tăng mômen quay cho bánh xe tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động
của ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu.
Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
§å ¸n m«n häc
5
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
2. Yêu cầu
Phải có tỉ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên
liệu của ôtô.
Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và vận
tốc quay.
Đảm bảo độ cứng vững tốt và làm việc êm dịu.
Có kích thước nhỏ gọn để tăng khoảng sáng gầm xe.
3. Phân loại
a) Truyền lực chính đơn
Truyền lực chính đơn có cặp bánh răng côn truyền mômen xoắn theo đường vuông
góc, bánh răng chủ động hình quả dứa được chế tạo liền
Trong truyÒn lùc ®¬n ph©n lo¹i theo d¹ng b¸nh r¨ng:
- TLC b¸nh r¨ng c«n.
- TLC d¹ng hypoit.
- TLC b¸nh r¨ng trô.
- TLC d¹ng trôc vÝt.
b) Truyền lực chính kép (có hai cặp bánh răng)
III.Vi sai
1. Công dụng của cụm vi sai
Tiếp tục giảm chuyển động quay đã nhận từ hộp số hoặc từ hộp phân phối
Tạo sự chênh lệch tốc độ quay giữa các bánh xe phía trong và bánh xe phía
ngoài khi xe quay vòng.
Thay đổi lực chuyển động quay từ hộp số theo góc vuông và truyền nó đến các
bánh xe dẫn động đối với các xe FR.
2. Yêu cầu
Phân phối momen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử
dụng trọng lượng bám tốt
Kích thước vi sai phải nhỏ gọn
Hiệu suất truyền động cao
3. Phân loại
Theo c«ng dông chia ra:
§å ¸n m«n häc
6
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Vi sai gi÷a c¸c b¸nh xe.
Vi sai gi÷a c¸c cÇu.
Vi sai gi÷a c¸c truyÒn lùc c¹nh.
Theo kÕt cÊu chia ra:
Vi sai d¹ng b¸nh r¨ng nãn.
Vi sai d¹ng b¸nh r¨ng trô.
Vi sai t¨ng ma s¸t.
Theo ®Æc tÝnh ph©n phèi m«men xo¾n:
Vi sai ®èi xøng.
Vi sai kh«ng ®èi xøng.
IV.Bán trục
1. Công dụng
Dùng đê truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động. Trên các
loại bán trục không đươc giảm tải hoàn toàn còn được dung để chịu các lực từ mặt đường
tác dụng lên bánh xe chủ động.
2. Yêu cầu
Phải chịu được mô men lớn trong khoảng thời gian dài
Bán trục phải được cân bằng tốt
Với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn
trục của bán trục
Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học về kích thước
3. Phân loại bán trục
Bán trục chịu tải hoàn toàn: ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài, đặt trực tiếp lên
nửa trục
Bán trục giảm tải ½: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai và ở bên ngoài đặt trực
tiếp lên nửa trục
bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm 2
ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ tựa
bên ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếp
lên trục.
§å ¸n m«n häc
7
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
PHẦN II : THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG
I. Các số liệu ban đầu
1. Nhiệm vụ của đồ án thiết kế cầu chủ động
Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện thiết kế và tính toán cầu chủ
động loại đơn cho xe tải
Cầu chủ động của ôtô bao gồm: truyền lực chính, vi sai, bán trục, dầm cầu.
Trong phần dưới đây ta đi vào tính toán và thiết kế truyền lực chính, vi sai, bán trục…
2. Các thông số cho trước và thông số tham khảo
a. Các thông số cho trước
Các thông số cho trước khi tính toán thiết kế cầu chủ động gồm:
Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 7640 (kg)
Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 4900 (kg)
Mô men cực đại của động cơ: Memax = 220 (Nm), nemax = 1800 (v/p)
Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 7,6
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 6,4 ; i2 = 3,0; i3 = 1,69 ; i4 = 1,
Hệ số bám của đường:
=0,8
Kích thước lốp (B – d): 8,25 -20
Hiệu suất truyền lực:
0,93
b) Thông số tham khảo:các thông số tham khảo của xe SAMCO-ISUZU NPR85KA 24
chỗ ngồi
Trọng lượng toàn bộ:7000 kg.
Chiều dài cơ sở:7520 mm.
Chiều rộng : B=2120 mm.
Chiều cao : hg=2910 mm
Công suất lớn nhất tại số vòng quay:96/2800 (KW/v/p).
Mômen xoắn cực đaị tại số vòng quay:330/2600 (N.m/v/p).
Hiệu suất truyền lực t 0,93 .
§å ¸n m«n häc
8
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
II. Nội dung thiết kế và tính toán
2.1
Thiết kế tính toán truyền lực chính
2.1.1 Yêu cầu và kết cấu của truyền lực chính
Yêu cầu truyền lực chính:
+ Có tỷ số truyền phù hợp với đặc tính động lực học của ôtô
+ Có tính kinh tế nhiên liệu và hiệu suất truyền lực cao
+ Đảm bảo khoảng sáng gầm xe cần thiết
+ Làm việc êm dịu, độ cứng vững và độ bền cao
Hiện nay có các loại truyền lực chính loại đơn, kép và 2 cấp. Trong đó truyền lực
chính kép được sử dụng trên ôtô khi cần tỷ số truyền lớn mà một cặp bánh răng côn ở
truyền lực chính đơn không đáp ứng được. Còn truyền lực chính 2 cấp được sử dụng trên
ôtô khi cần tăng tỷ số truyền của hệ thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kết cấu
các cụm khác, trong đó tỷ số truyền thấp của truyền lực chính sử dụng khi xe chuyển
động trong điều kiện đường xấu, tỷ số truyền cao được sử dụng khi ôtô chạy trên đường
tốt hoặc khi chở non tải nhằm nâng cao tính kinh tế nhiên liệu.
2.1.2Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính
a . Chọn tải trọng tính toán
Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại
của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1
Mtt = Memax .ih1 = 220.6,4
1408 (Nm)
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám
Mtt ≤
Với:
max .G 2 .rbx
i c .i o
rbx – bán kính tính toán của bánh xe
ic - tỷ số truyền lực cạnh
§å ¸n m«n häc
9
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
io - tỷ số truyền lực chính
m ax
- hệ số bám
Trong đó: G 2 = 4900(kg); io = 7,6;
ma x
= 0,8; ic = 1
d
2
rbx = λro = λ. B .25,4 = 438,05 mm = 0,438 m
Thay vào ta có:
Mtt ≤
0,8.4900..0, 438
= 225,9 (kgm)=2259 (Nm)
7,6
Theo điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là Mtt = 1408 (Nm)
b . Chọn các kích thước cơ bản của truyền lực chính
Chọn môđun mặt mút lớn ms =8,44 ( Theo hình3.5 – Quan hệ giữa Lo, ms với
mômen tính toán Mtt – Sách HDTKTT ôtô máy kéo)
Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.1) ta chọn số răng của truyền lực chính (TLC) là: Z1 = 6
, Chọn Z2=46
Z1 - Số răng của bánh răng quả dứa
Z2 - Số răng của bánh răng vành chậu
Ta chọn hệ số dịch chỉnh răng (ξ) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2)
ξ 1 = 0,682
α = 200
Chọn góc nghiêng trung bình xoắn răng (β) theo công thức kinh nghiệm sau:
25 5 i0 25 5 7, 6 38, 780
Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng
để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn
khi xe chạy tiến ( nhằm tránh kẹt răng).
§å ¸n m«n häc
10
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Thông thường trên ôtô bánh răng chủ động quay theo chiều thuận kim đồng hồ
(quay phải) nếu ta nhìn từ đầu máy. Do đó chọn chiêu xoắn của bánh răng côn chủ động
là chiều trái ( nhìn từ đáy nhỏ bánh răng)
a,
b,
Hình: Chiều xoắn của răng
a: xoắn phải
b: xoắn trái
Chiều dài đường sinh:
Le = 0,5ms
Với ms = 8,44=> Le = 0,5.8,44. 62 462 = 195,76(mm)
Chiều dài răng
b = 0,3.Le = 0,3.195,76 = 58,72(mm)
Chiều dài đường sinh trung bình
Lm = Le – 0,5.b = 195,76 – 0,5.58,72 = 166,40 (mm)
Môđun pháp tuyến trung bình
mn = ms. (Lm/Le).cos β
mn =8,44.(166,4/195.76).cos38,78o = 5,592 (mm)
§êng kÝnh vßng trßn chia ®¸y lín b¸nh bÞ ®éng truyÒn lùc chÝnh HPI:
d e 2 (1,81 2, 06). 3 M tt (1,81 2, 06). 3 1408 (20, 29 23, 09)( cm) .
Chän de2=22 cm.
Ta cã: kho¶ng dÞch chuyÓn HPI (h×nh.2.1b)
E 0, 2.d e 2 0, 2.22 4, 4(cm) . Chän E=4(cm).
Gãc nghiªng trung b×nh ®êng xo¾n r¨ng b¸nh chñ ®éng bé truyÒn HPI:
1 25 5. i0 90.E / d e 2 25 5. 7, 6 90.40 / 220 55,150 .
§å ¸n m«n häc
11
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Ta cã hÖ sè t¨ng ®êng kÝnh b¸nh r¨ng chñ ®éng: K
cos 2
(1,3 1,5) .
cos 1
Chän K=1,3 cos 2 1,3.cos 55,150 2 42, 020 .
Góc côn chia:
+ Góc côn chia bánh nhỏ: δ1 = arctg( ) = arctg( ) = 7,49°
+ Góc côn chia bánh lớn: δ2 = 90o – δ1= 90o –7,49°= 82,51o
Đường kính vòng chia đáy lớn: De=ms.Z/cos i
+ đối với bánh nhỏ: De1
ms .z2
5,529.46
342,35 (mm)
cos 2 cos42,020
+ đối với bánh lớn: De 2
ms .z1
5,529.6
=58,05(mm)
cos1 cos55,15
Bán kính vòng chia đáy lớn: rc=De/2.
+ đối với bánh nhỏ: re1
+ đối với bánh lớn: re 2
De1 58, 05
29, 03 (mm)
2
2
De 2 342,35
171,18 (mm)
2
2
Bước răng đáy lớn: ts=.mn
ts1=ts2=3,14.5,592=17,56 (mm)
chiều cao đầu răng mặt đáy lớn:
ha1 = (
ha2 = (
= (1 + 0,682 ).8,44 = 14,20 (mm)
.
= (1 – 0,682).8,44 = 2,68 (mm)
Chiều cao chân răng mặt mút lớn:
hf1 = (
hf2 = (
§å ¸n m«n häc
.ms = ( 1 + 0,25 – 0,682).8,44 = 4,79 (mm)
= (1 + 0,25 + 0,682).8,44 = 16,31 (mm)
12
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Trong đó
Đường kính vòng đỉnh đáy lớn: Dae=De+2.hi.cosi
+ đối với bánh nhỏ:
Dae1 De1 2h1.cos 1 58, 05 2.4, 79 cos 7, 49 =67,60(mm)
+ đối với bánh lớn:
Dae 2 De 2 2h2 .cos 2 342,35+2.16,31.cos82,51=346,60(mm)
Khe hở chân răng đáy lớn: c=0,2.ms
=> c1=c2=0,2.8,44=1,688 (mm)
Đường kính vòng chân đáy lớn: Di=Dc-2c
- đối với bánh nhỏ: D1=De1-2c = 58,05 – 2.1,688 = 54,67(mm)
- đối với bánh lớn: D2=De2-2c = 342,35 – 2.1,688 = 338,97(mm)
+ Góc chân răng
hf 1
4,79
1, 40o
arctg
195, 76
L e
- θf1 = arctg
hf 2
16,31
4, 76o
arctg
195, 76
L e
- θf2 = arctg
+ Góc đỉnh răng
θa1 = θf2 = 4,76o
θa2 = θf1 = 1,40o
§å ¸n m«n häc
13
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN LỰC CHÍNH HPI
THÔNG SỐ
Bánh răng chủ động Bánh răng bị động
Chiều dài đường sinh
Le = 195,76(mm)
Le = 195,76(mm)
Chiều dài đường sinh trung bình
Lm = 166 (mm)
Lm = 166(mm)
Góc ăn khớp α
α = 20o
α = 20o
Hệ số dịch chỉnh
ξ 1 = 0,682
ξ 2 =0,682
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng
β1= 55,15o
β 2 = 42,02o
Số răng
Z1 = 6
Z2 = 46
Độ dịch trục E
E = 40(mm)
E = 40(mm)
Môđun mặt mút lớn
ms = 8,44
ms = 8,44
Môđun trung bình
mn = 5,592(mm)
mn = 5,592(mm)
Đường kính vòng chia trung bình
De1 = 58,05(mm)
De2 = 342,35(mm)
Đường kính vòng chia chân đáy lớn
D1=54,67 (mm)
D2 =338,97(mm)
Đường kính vòng đỉnh đáy lớn
Dae1 = 67,60(mm)
Góc côn chia
δ1 = 7,49o
δ2 = 82,51o
Góc đầu răng
θa1 = 4,76o
θa2 = 1, 4o
Góc chân răng
θf1 = 1,4o
θf2 = 4,76o
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn
ha1= 14,2(mm)
he2=2,68(mm)
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn
hf1 = 4,79(mm)
hf2=16,31(mm)
Dae2= 346,60(mm)
2.1.3 Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính
§å ¸n m«n häc
14
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Q
1
P
2
R
1
P
1
Q
2
P
b1
N
R
P
1
b2
b1
b2
e
2
P
N
P
2
Với:
P - Lực vòng
R - Lực hướng tâm
Q - Lực dọc trục
+ Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ:
-ADCT: P =
=> Pt =
- Với rtb1 = Lm.sin 1 =166,4.sin7,49=21,69 (mm) =0,02169 (m) thay vào ta có:
P1 =
1408
1408
64915 (Nm)
rtb1
0, 02169
+ Lực vòng tác dụng lên bánh lớn:
P2 = P1.k = P1.
= 64915.
cos42, 020
=75262 (N)
cos55,150
+ Lực dọc trục:
ADCT: Q =
.(tgα.cosδi
sinβ.cosδi)
Suy ra:
§å ¸n m«n häc
15
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Q1 =
Q1
64915
(tg 20o.sin 7, 49o sin 38, 78o.cos 7, 49o ) 55661( N )
0
cos 38, 78
Q2 =
Q2
.(tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1)
(tgα. sinδ2 + sinβ.cosδ2)
64915
(tg 20o.sin 82,51o sin 38, 78o.cos82,51o ) 36848( N )
0
cos 38, 78
+ xác định lực hưóng tâm:
R1 =
R1
(tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 )
64915
.(tg 20o.cos 7, 79o sin 38, 78o.cos 7, 49o ) 21682( N )
cos 38, 78o
R2 =
R2
2.1.4
.( tgα.cosδ2 – sinβ.sinδ2)
64915
.(tg 20o.sin 82,51o sin 38, 78o.cos 82,51o ) 23251( N )
cos 38, 78o
Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
+ Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:
σu =
Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Ztd
Z1td
z1
6
32, 43
3
0
cos 1.cos 1 cos 7, 49 .cos 3 55,150
Z 2td
z2
46
860,65
3
0
cos 2 .cos 2 cos82,51 .cos 3 42, 020
-Tra bảng (3-18) sách Thiết kế chi tiết máy ta có:
1 0, 476
2 0,517
- ứng suất uốn cho phép,
§å ¸n m«n häc
= ( 700
900) MN/m2
16
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
Thay số ta có:
1u
64915
488, 6 MN/m2
0,85.58,72.10 3.5,592.10 3. 0, 476
2u
75262
521,57 MN/m2
0,85.58, 72.10 3.5,592.10 3. 0,517
Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện
+ Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
σtx = 0,418.
(*)
Với ritd – bán kính bánh răng tương đương, i = 1,2
ritd =
E = 21,5.105 (N/m2) – mô đun đàn hồi của vật liệu
= (1500-2500) MN/m2- ứng suất tiếp xúc cho phép
Ta có r1td
58, 05
89, 65 (mm)
2.cos 55,150.cos7, 490
2
r2td
tx 0, 418.
1tx
tx 0, 418.
342,35
2379, 27 (mm)
2.cos 42, 020.cos82,510
2
64915.10 6.2,15.105
1
1
.
1223(MN/m2)
3
3
58,72.10 .cos20 .sin 20 89, 65.10
2379, 27.10
3
0
0
= 1223(MN/m2) <
= 1500
2500 (MN/m2)
75262.10 6.2,15.105
1
1
.
1317(MN/m2)
3
3
58, 72.10 .cos20 .sin 20 89,65.10
2379, 27.10
3
0
σ2tx = 1317(MN/m2) <
0
= 1500
2500 (MN/m2)
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
§å ¸n m«n häc
17
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
2.1.5 Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính
a) Chän s¬ bé ®êng kÝnh trôc :
¸p dông : d1 (9 10). 3 M e max (9 10). 3 220 (54,33 60,37) (mm)
=> Chän d1 55(mm)
b)TÝnh chÝnh x¸c ®êng kÝnh vµ ®Þnh kÕt cÊu trôc:
Ph©n tÝch kÕt cÊu trôc :
Kho¶ng c¸ch gi÷a hai gèi ®ì :
L
d
55
343, 75 305,56
0,16 0,18 0,16 0,18
=> chän L 320(mm)
H×nh 2.3: S¬ ®å kÕt cÊu trôc b¸nh r¨ng chñ ®éng
Trªn trôc b¸nh r¨ng chñ ®éng ®îc bè trÝ theo kiÓu c«ng x«n (a) hoÆc bè trÝ æ ®ì ë hai phÝa
kiÓu bè trÝ æ ®ì theo s¬ ®å (b) ®¶m b¶o bé truyÒn cã ®é cøng v÷ng cao h¬n, nhng kÕt cÊu
phøc t¹p. S¬ ®å nµy ®îc ¸p dông trong truyÒn lùc chÝnh ®¬n. S¬ ®å bè trÝ æ ®ì kiÓu c«ng
x«n thêng ®îc ¸p dông trong truyÒn lùc chÝnh kÐp.
Chän s¬ bé kÝch thíc æ ®ì trôc :
Tõ ®êng kÝnh d = 55 mm chän æ ®òa c«n cì trung ký hiÖu 7311 cã dxBxD lµ
55x29x120 (mm) (theo b¶ng P2.11 trang 261_TTHD§CK)
L1 lµ kho¶ng c¸ch tõ t©m gèi ®ì 1 ®Õn ®êng kÝnh vßng chia trung b×nh cña b¸nh
r¨ng nhá .
L1
b2
B
50
29
.cos 1 10 .cos 7, 490 10 49, 29( mm)
2
2
2
2
M«men uèn t¸c dông lªn æ bi sè 1:
M u M x2 M y2
M x P1.L1 64915.0, 04929 3199, 66( N .m)
M y Q1.
d1
55
R1 L1 55661. .10 3 21682 .0, 04929 2599( N .m)
2
2
M u 3199, 662 25992 4122( N .m)
M«men tæng céng :
§å ¸n m«n häc
18
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
M td M u2 M z2 .0.75
M z M tt 1408( N .m)
M td 41222 14082.0.75 4298,57( N .m)
§êng kÝnh trôc t¹i tiÕt diÖn nguy hiÓm :
d 3
M td
4298,57.103
3
59,9(mm) d sb 55(mm)
0,1.
0,1.200.
Vậy ta chọn lại ổ cỡ nhẹ rộng có kí hiệu 7512 có kích thước là : dxBxD là
60x28x110(T262-TTHDĐCK)
=> VËy ®êng kÝnh trôc t¹i æ ®ì ®Çu là 60mm.
2.2 Tính toán vi sai
2.2.1 Phân tích kết cấu, chọn sơ đồ vi sai
Tuỳ thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được chia
ra vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe. Vi sai giữa các cầu có thể là vi sai đối
xứng hoặc vi sai không đố xứng, còn vi sai giữa các bánh xe là vi sai đối xứng.Trong xe
cần tính toán ta chọn loại vi sai đối xứng.
2.2.2 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms = 7
Chọn số răng của bánh răng bán trục:
+ Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục
deb = 0,4.De2
Với De2 = 342,35 mm là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
deb = 0,4.342,35 = 136,94 (mm) => chọn deb = 136 (mm)
Số răng của bánh răng bán trục là: zb
d eb 136
19,43
ms
7
Chọn zb=20 răng
Chọn zh=10 răng
+ Góc côn chia của bánh răng hành tinh:
δh =
1
= arctg
§å ¸n m«n häc
= arctg(10/20) = 26,57o
19
Khoa C¬ KhÝ §éng Lùc - Trêng §¹i Häc SPKT – Hng Yªn
+ Góc côn chia của bánh răng bán trục:
δb = δ2 = 90o -
=90o – 25,56o =64,43o
1
+ Chiều dài đường sinh côn chia
Le = 0,5.ms.
= 0,5.7. 102 202 =78,26(mm)
+Chiều dài đường sinh trung bình là:
Lm=Le-0,5.b=78,26-0,5.23,48=66,52(mm)
+ Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai
mn =
3.(1 k ).M o
[ u ].z.q.Le (1 3 ). . y
Trong đó:
kσ = 0,2 - Hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Z = Zb = 20răng
Mo = Memax.ih1.ipt.io.ηtl => Mo = 220.6,4.1.7,6.0,93
=> Mo = 9951,74(Nm)
hệ số dạng răng, γ = 0,392 (bảng 3-18 TKCTM)
= 550 (MN/m2) - ứng suất uốn cho phép
b - Chiều dài bánh răng bán trục và bánh răng hành tinh
b = 0,3.Lo = 0,3.78,26= 23,48(mm)
λ - hệ số kích thước
λ=1-
mn =
=1–
23, 48
0, 7
78, 26
3.(1 0, 2).9951, 74
= 0,00359(m)=3,59(mm)
550.10 .20.4.78, 26.10 3.(1 0, 73 ).3,14.0,392
§å ¸n m«n häc
6
20
- Xem thêm -