Tài liệu Tính toán thiết kế cầu chủ động cho xe 24 chỗ ngồi

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) cos1 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.cosi + 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