972 8chuong3tinh toan thiet ke hop so c33zr 20130111024704

CHƯƠNG III TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỘP SỐ 3.1 Trình tự tính tốn 3.1.1 Số liệu Loại : tơ Matiz Loại hộp số : 02 trục Bánh xe : 6.15 – 13 Memax = 68,8 (Nm) Ga = 1210(kG) Nemax = 52 (Ml) Số tay số : 05 Tỷ số truyền : i1=3,818 i4= 1,029 i2= 2,210 i5= 0,827 i3= 1,423 i0= 4,444 3.1.2 Xác định khoảng cách hai trục Khoảng cách trục A xác định theo biểu thức : A c.3 M e max C= 14.5  16.0 – Hệ số kinh nghiệm (đối với ô tô con) Chọn C=16.0 Memax - Mô men cực đại động (Nm) Memax = 8,8 Nm Ta có : A 16.0 68,8 63 (mm) 3.1.3 Chọn mô đun bánh m Được xác định theo công thức kinh nghiệm m = (0.032  0.04).A = (0.032  0.04).63 = (2.176  2.72) Chọn m= 2.5 (mm) 3.1.4 Chọn sơ góc nghiêng tất bánh  = 1 = 2 = 3 = 4 = 300  500 (Đối với ô tô con) Chọn  = 30 => Cos  =0.866 - Xác định số bánh Zi  A cos  m n i (1  i hi ) Zi’ = Zi.ihi Trong : mn : Mơ đun pháp tuyến i : Góc nghiêng số thứ i ihi : Tỷ số truyền số thứ i Thay số ta lập bảng sau : Cặ p Z 10 11 20 21 Z’ 37 36 27 23 2 Tính loại tỷ số truyền : i Z Z' Ta có : i1 = 3.7 i3 = 1,35 i4 = 1,12 i2 = 3.27 i5 = 0.958 - Tính lại xác khoảng cách truc A Sử dụng công thức: A m (Z  Z ' ) i n i i 2Cos Ta có : A1= A2= A3= A4= A = 63 (mm) Do khơng cần tiến hành dịch chỉnh bánh 3.2 Tính tốn kiểm tra 3.2.1 Chế độ tải trọng tính tốn Mơ men truyển từ động Memax = 68,8 Nm Mô men theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến :  M  max  max G r bx i i h1 Trong : max : Hệ số bám cực đại Chọn max = 0,8 G : Trọng lượng bám Xe 4x4 => G = 1160 kG Bánh xe : 6.15  13 r bx 0.93(6.15  Ta có : 12 ).25.4 299 (mm) M  max  0,8.1160.299 17,7 4,125.3,8 (kGm) Ta thấy : Mmax > Memax Chọn MT =M4t4 =73 (Nm) 3.2.2 Lực tác dụng lên bánh Lực vòng : P M T cos  Z mn Lực hướng kính : P r P tg tg Lực dọc trục: p a  P.tg Ta tìm bảng số liệu sau: P1= 505.7 kG P2= 459.7 kG P3= 252.8 kG P4= 210.7 kG P5= 200,5 kG Pr1 = 318.8 kG Pr2 = 289.6 kG Pr3 = 159.3 kG Pr4 = 132.7 kG Pt5 = 126,7 kG 3.2.3.Tính bền bánh - Tính sức bền uốn Cơng thức :  u k d k ms k c k TP k gc P b. mntb y k  Pa1 = 252 kG Pa2 = 265.3 kG Pa3 = 146 kG Pa4 = 121.8 kG Pa5 = 119,6 kG Điều kiện :    u u 3500   u  1500 kG/cm2 số I số II kG/cm2 số III số IV Trong : b : Chiều rộng làm việc bánh y : Hệ số dạng kd : Hệ số tải trọng động kd =1.5  2.0 Chọn kd = 1.7 kms: Hệ số tính đến ma sát Bánh chủ động kms = 1.1 Bánh bị động kms = 0.9 kc : Hệ số tính đến độ cứng vững trục phương pháp lắp bánh trục Chọn kc = Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ sai số bước gia công gây nên Ktp số thấp =1.1 số I số II Ktp số cao =1.3 số III số IV k : Hệ số tính đến ảnh hưởng độ trùng khớp hướng chiếu trục độ bền Chọn k = 1.5 Kgc : Hệ số tính đến ứng xuất tập trung góc lượn phương pháp gia công gây nên Với góc lượn mài, kgc = Tra bảng ta có hệ số dạng bánh sau : Bánh Z Ztđ y 10 15 0.105 11 17 0.117 20 23 0.098 21 28 0.126 23 29 0,1245 1’ 37 57 0.154 2’ 36 55 0.152 3’ 27 42 0.148 4’ 23 35 0.144 5’ 21 30 0,124 Cặp bánh cài số Bánh 1: b = 30 mm = em m = 2.5 mm = 0.25 cm y = 0.105 kđ = 1.7 kms = 1.1 kc = ktp = 1.1 k = 1.5 kgc = 505,7 =>  u1 1,7.1,1.1,1 3.3,14.0,25.0,105.1,5 2804 Thoả mãn điều kiện :  u1    u kG/cm2 = 3500 kG/cm2 - Bánh 1’: 505,7  u '1 1,7.1,1.1,1 3.3,14.0,25.0,154.1,5 1912 Cặp bánh số : Bánh 2: kG/cm2 <   u 459,7  u 1,7.1,1.1,1 3.3,14.0,25.1,5.0,117 2288  Thoả mãn điều kiện : u2    u kG/cm2 = 3500 kG/cm2 Bánh 2’ 459,7  u '2 1,7.1,1.1,1 3.3,14.0,25.1,5.0,152 1761  Thoả mãn điều kiện : u '2 kG/cm2    u Cặp bánh cài số : Bánh : 525,8  u 1,7.1,1.1,1 3.3,14.0,25.1,5.0,098 1502 Thoả mãn điều kiện :  u3    u u '3    u kG/cm2 Bánh 3’:  u '3 995 kG/cm2 Thoả mãn điều kiện :  Cặp bánh cài số 4: Bánh 4: 210,7  u 1,7.1,3.0,9 3.3,14.0,25.1,5.0,146 840 Thoả mãn điều kiện : Bánh 4’:  u4    u kG/cm2  u '4 852 kG/cm2  Thoả mãn điều kiện : u '4    u - Tính sức bền tiếp xúc áp dụng công thức :  tx 0,148 cos  P.E 1 (  ) b'.sin  cos  r1 r Trong : E : Sức bền đàn hồi CHọn E= 2,1 kG/cm2 r1,r2 : Bán kính vịng lăn bánh chủ động bị động  : Góc ăn khớp Lấy  = 200  : Góc nghiêng Lấy  = 300 b’ : Chiều dài tiếp xúc b'  b 30  34,6 cos  0,866 (mm) Điều kiện :  tx   tx = 12000 gK/cm2 Cặp bánh cài số 1:  tx1 1' 0,418.0,866 505,7.2,1 2 (  ) 10,5 3,46.0,32 2,5 10,6 gK/cm2 Thoả mãn điều kiện :  tx1 1'   tx Cặp bánh cài số 2:  tx  ' 0,418.0,866 459,7.2,1 2 (  ) 9,66 3,46.0,32 3,2 10,4 gK/cm2   Thoả mãn điều kiện :  tx 2 2'   tx Cặp bánh cài số 3:  tx3 3' 0,418.0,866 252,8.2,1 2 (  ) 6,15 3,91.0,32 5,8 7,8 gK/cm2 Thoả mãn điều kiện :  tx3 3'   tx Cặp bánh cài số 4:  tx 4 4' 0,418.0,866 210,7.2,1 2 (  ) 5,57 3,91.0,32 6,9 6,6 gK/cm2   Thoả mãn điều kiện :  tx 4 4'   tx Y - Tính tốn trục hộp số Sơ đồ phân tích lực YB YB XB Pr1 A Pa1 Xc P2 XB I P1 B Pa2 C Z X D II Pr2 Yc Xc l Yc Trục sơ cấp I: d 10,6.3 M e max (mm) Với Memax = 65 Nm d1 =35 (mm) l1 = d1/0,18 = 35/0,18=194 (mm) Trục thứ cấp : d2 = 0,45.A = 0,45.63 = 30,6 (mm) Lấy l2 = 190 (mm) Với sơ đồ phân tích lực, ta xác định phản lực tác dụng lên gối cài tay số Có 1-2-3-4-5 vị trí bánh 1-2-3-4-5 trục sơ cấp thứ cấp A o o B 38 53 o 25 o 42 Khi cài số : P4 = 210,7 kG Pr4 = 133,7 kG Pa4 = 121,8 kG m AY 0  YB.250 –Pr4.38 =  YB = 20,32 (kG) Y =  Pr4 = YA + YB  YA = Pr4 – YB = 113,37 (kG) m AY 0  XB.250 – P4.38 =  XB = 32,02 (kG) X =  P4 - XA - XB =  XA = P4 - XB =178,67 (kG) 92