Thiết Kế Tính Toán Các Kích Thước Của Truyền Lực Chính

Thiết Kế Tính Toán Các Kích Thước Của Truyền Lực ChínhThiết Kế Tính Toán Các Kích Thước Của Truyền Lực ChínhThiết Kế Tính Toán Các Kích Thước Của Truyền Lực ChínhThiết Kế Tính Toán Các Kích Thước Của Truyền Lực Chính

MỤC LỤC MỤC LỤC Chương Tổng quan truyền lực tơ .2 1.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu: .2 1.1.1 Truyền lực có công dụng sau : .2 1.1.2 Phân loại : 1.1.3 Truyền lực cần đạt yêu cầu: 1.2 Phân tích kết cấu loại truyền lực chính: 1.2.1 Truyền lực đơn 1.2.2 Truyền lực kép 1.2.3 Truyền lực hai cấp Chương Tính- chọn thơng số truyền lực 2.1 Các số liệu ban đầu 2.2 Tính tốn chi tiết truyền lực chính: 10 2.2.1 Chọn tải trọng tính tốn: 10 2.2.2 Chọn kích thước truyền lực chính: 11 2.2.3 Xác định lực tác dụng lên truyền: 13 Chương Kiểm bền bánh chủ động bánh vành chậu 14 3.1 Tính tốn kiểm tra bền theo ứng suất uốn 14 PHẦN KẾT .17 TÀI LIỆU THAM KHẢO 17 Người thực hiện: Nhóm Chương Tổng quan truyền lực tơ Truyền lực phận quan trọng cầu xe, có nhiều loại loại có ưu điểm nhược điểm riêng : - Truyền lực đơn - Truyền lực kép - Truyền lực hai cấp 1.1 Cơng dụng, phân loại, u cầu: 1.1.1 Truyền lực có cơng dụng sau : - Truyền lực để tăng mômen xoắn - Thay đổi hướng truyền mômen xoắn 1.1.2 Phân loại : a/ Theo đặc điểm cấu tạo truyền : - Truyền động thông thường (đường tâm trục chủ động trục bị động cắt nhau) - Truyền động hypôit (đường tâm trục chủ động trục bị động khơng cắt nhau) - Truyền động trục vít - Truyền động xích b/Theo số cặp truyền : - Truyền lực đơn - Truyền lực kép c/Theo số lượng tỷ số truyền : - Truyền lực cấp - Truyền lực nhiều cấp 1.1.3 Truyền lực cần đạt yêu cầu: - Đảm bảo tỷ số truyền cần thiết nhằm bảo đảm hiệu suất cao nhiệt độ số vòng quay thay đổi - Đảm bảo đủ bền, độ cứng vững cao, gối đỡ làm việc khơng ồn, kích thước nhỏ gọn Người thực hiện: Nhóm 1.2 Phân tích kết cấu loại truyền lực chính: Sau ta phân tích kết cấu cụ loại truyền lực chọn phương án thiết kế cho tốn 1.2.1 Truyền lực đơn a/truyền lực bánh răng thẳng : Được bố trí góc 900 có bố trí góc khác 900 * ưu điểm : Dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ * Nhược điểm : - Số bánh nhỏ phải lớn Nếu nhỏ xuất hiện tượng cắt chân - Nếu xe có tỷ số truyền lớn kích thước truyền lớn - Làm việc ồn, hiệu suất thấp, số ăn khớp đồng thời Do nhiều nhược điểm nên loại sử dụng b/ truyền lực bánh răng xoắn : Gồm bánh chủ động chế tạo liền trục bánh bị động chế tạo rời thành vành Vành sau chế tạo lắp ghép cố định với vỏ vi sai thành khối * ưu điểm : - Số nhỏ bánh chủ động 6-7 mà đủ bền bảo đảm ăn khớp tốt - Khi truyền có tỷ số truyền lớn kích thước trọng lượng cầu xe nhỏ gọn đảm bảo tính thơng qua cao - Làm việc êm dịu có nhiều đồng thời ăn khớp - Có khả truyền lực mơ men lớn, khả chống mịn tốt - Gia cơng máy cắt có suất cao * Nhược điểm : Người thực hiện: Nhóm - Phát sinh lực chiều trục tâm ăn khớp phương lực thay đổi theo chiều quay bánh - Nếu chiều xoắn chiều quay bánh trùng lực chiều trục hướng từ đáy đến đỉnh bánh nón nên gây tượng kẹt Còn chiều xoắn chiều quay bánh ngược lực chiều trục đẩy bánh chủ động rời khỏi bánh bị động Loại sử dụng nhiều loại xe, loại xe c/ truyền lực hypơit : Nó có đặc điểm đường tâm bánh chủ động bánh bị động bố trí lệch khoảng lệch trục e Trục chủ động bố trí hay tuỳ theo yêu cầu kỹ thuật xe * ưu điểm : - Khi kích thước với truyền bánh răng xoắn truyền hypơit có tỷ số truyền lớn Z cos  i0 = Z cos 1 [1.1] Trong đó: i0- Tỷ số truyền truyền hypôit Z1,Z2-Số bánh chủ động bị động 1, 2-Góc nghiêng đường bánh chủ động bị động [độ] - Số bánh chủ động nhỏ 5-6 mà đủ bền ăn khớp tốt - Làm việc êm dịu - Hiệu suất cao (0,94- 0,96) - Khi chế tạo truyền khơng địi hỏi vật liệu thật tốt - Có thể dịch chuyển trục bánh chủ động so với bánh bị động khoảng dịch trục là: e=(0,1- 0,2).d2 - Trục có kết cấu vững, độ bền cao, làm việc êm dịu đường kính bánh chủ động lớn Người thực hiện: Nhóm - áp suất tổng hợp lên bề mặt giảm (25-30)% so với bánh côn xoắn kích thước * Nhược điểm : - Có trượt theo chiều dọc chiều ngang mà phải dùng dầu bơi trơn chuyên dùng - Khi lắp ráp truyền đòi hỏi phải xác, bánh chủ động phải có điểm tựa thật chắn Loại sử dụng nhiều xe, loại xe tải d/ truyền lực trục vít – bánh vít : Được sử dụng xe có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thước truyền phải nhỏ gọn Đặc điểm truyền động trục vít – bánh vít trục vít đặt đặt * ưu điểm : - Làm việc êm số ít, kích thước nhỏ, tỷ số truyền lớn - Có thể đặt vi sai cầu xe nên cầu xe có kết cấu đối xứng, dễ tháo lắp - Đối với xe cầu chủ động truyền có khả truyền mơ men quay lên cầu chủ động thông qua trục - Khi đặt trục vít xuống hạ thấp trọng tâm - áp suất riêng chỗ tiếp xúc truyền nhỏ * Nhược điểm : - Hiệu suất thấp ma sát lớn, có tượng tự hãm, lực chiều trục lớn - Khi trục vít bánh vít khoảng sáng gầm xe giảm làm tăng góc lệch trục đăng.Trục vít tăng khoảng sang gầm xe khó khăn bơi trơn truyền - Chế tạo trục vít – bánh vít phức tạp, bánh vít thường chế tạo kim loại màu (thường đồng) Người thực hiện: Nhóm 1.2.2 Truyền lực kép Hình 1 Truyền lực kép Truyền lực kép truyền sử dụng cặp truyền ăn khớp, so với truyền lực đơn truyền lực kép có tỷ số truyền lớn mà đảm bảo khoảng sáng gầm xe tốt Truyền lực kép sử dụng nhiều xe cầu, cầu xe có tải trọng lớn a/Truyền lực kép trung tâm : Cặp bánh côn xoắn cặp bánh trụ bố trí thành cụm Khi hai cặp bánh ăn khớp đặt vỏ cầu vi sai đặt sau cặp bánh thứ hai Phương án trục bánh côn trục bánh trụ nằm mặt phẳng vuông góc với a b Hình Truyền lực loại kép kiêu tập trung a) trục nằm mặt phẳng ngang b) Người thực hiện: Nhóm trục nằm mặt phẳng thẳng đứng b/Truyền lực kép bố trí tách cụm : Thường bánh vi sai trung tâm cịn bánh trụ đặt sườn xe hình thành hộp giảm tốc bánh xe (truyền lực cạnh).Truyền lực cạnh cặp bánh trụ ăn khớp trong, ăn khớp truyền hành tinh Hộp giảm tốc cuối Hộp giảm tốc trung tâm Hình 1.3 Truyền lực kiểu phân tán loại kép Phân chia cặp bánh nón bánh trụ thành hộp giảm tốc : -Hộp giảm tốc trung tâm gọi truyền lực trung ương hay truyền lực -Hộp giảm tốc thứ đặt bánh xe chủ động gọi truyền lực cạnh hay truyền lực cuối -Truyền lực cuối có nhiều dạng: + Ở hình 1.4 số phương án kết cấu truyền lực cuối kiểu bánh trụ a b Hình 1.4 Truyền lực cuối kiểu bánh trụ a) Bánh ăn khớp b) Bánh ăn khớp Người thực hiện: Nhóm 7 -Truyền lực cuối kiểu bánh hành tinh xe MAZ-500 (hình 1.5) Hình 1.5 Truyền lực cuối kiểu bánh hành tinh Vòng Bánh hành tinh Bánh trung tâm 1.2.3 Truyền lực hai cấp Truyền lực hai cấp cho phép thay đổi tỉ số truyền truyền lực (i 01 ≠ i 02) Qua cho phép xe cải thiện đường đặc tính kéo phù hợp với loại đường Trên hình trường hợp truyền lực hai cấp Hình 1.6 Nguyên lý cấu tạo truyền lực cấp Sử dụng ô tô cần thiết phải mở rộng khoảng tỷ số truyền hệ thống truyền lực mà không cần phải thay đổi kết cấu cụm Số truyền thấp truyền lực sử dụng xe chuyển động điều kiện đường Người thực hiện: Nhóm khó khăn (đường xấu, đường đồi núi) để khắc phục lực cản chuyển động lớn Sử dụng số truyền cao điều kiện đường tốt xe chở non tải cho phép nâng cao tính kinh tế nhiên liệu, vận tốc trung bình ô tô giảm mô men xoắn dẫn động đến bánh xe chủ động Vật liệu chế tạo bánh truyền lực thép hợp kim chất lượng cao : 15X, 20XH2M,…Bánh xêmăngtit với độ sâu 1,2-1,5 mm dầu Kết luận chương 1: Từ phân tích kết cấu xem xét ưu nhược điểm loại truyền lực trên, áp dụng cho toán thiết kế chúng em chọn truyền lực kép Chương 2.1 Tính- chọn thơng số truyền lực Các số liệu ban đầu Để làm sở cho tính tốn thiết kế theo đề tài sau đưa thông số tham khảo xe ZIL-131 : ST Thông số Giá trị Đơn vị T Công thức bánh xe Khối lượng toàn Ma Khối lượng phân bố lên cầu 6x6 11925 Kg 3340 Kg 8585 402,2 Kg Nm  Cầu trước M1  Trục cân Mcb Mômen cực đại động Memax Tỷ số truyền hộp số  Số truyền ih1 7,44  Số truyền ih2 4,10  Số truyền ih3 2,29  Số truyền ih4 1,47  Số truyền ih5 1,00  Số lùi ihl Tỷ số truyền HSPP Người thực hiện: Nhóm Ghi 7,09 2.2  Số truyền cao ipc 1,00  Số truyền thấp ipt Tỷ số truyền lực i0 Kích thước bánh xe 2,08 7,339 12,00-20 Tính tốn chi tiết truyền lực chính: Tính tốn truyền lực ta tiến hành theo trình tự sau : - Chọn chế độ tải trọng tính tốn - Xác định kích thước truyền - Xác định lực tác dụng lên truyền 2.2.1 Chọn tải trọng tính tốn: Với xe dẫn động hồn tồn (có tất cầu chủ động), tải trọng xác định theo mơ men bám, coi mơ men cầu phân bố tỷ lệ với trọng lượng bám : M tt = M i i c (2.1) M G 1. max rk (2.2) Trong : M i – Mơ men bám cầu thứ i [Nm] G i - Trọng lượng bám cầu thứ i [N] ic - Tỷ số truyền lực cạnh i0 - Tỷ số truyền lực Mơ men bám tác dụng lên cầu sau: M G  max rk 2 (2.3) Trong : 1 G2  M cb g  8585.10 42925 2 Trọng lượng bám lên cầu sau Hệ số bám Người thực hiện: Nhóm max = 0,8 10 λ1 = 0,935 Hệ số biến dạng lốp Bán kính thiết kế bánh xe d  25,4  20  25,4 r   B    12  0,5588 2  1000   1000 (m) Bán kính tính tốn bánh xe Ta có : Mơ men tính tốn : rk = r λ1 = 0,5225 (m) (2.4) M = 17942,65 (Nm) M tt = 2445 (Nm) 2.2.2 Chọn kích thước truyền lực chính: Chọn sơ tỉ số cặp bánh truyền lực chính: Bộ truyền bánh CXT: i0c= 1,7 i0 Bộ truyền bánh trụ: i0t = i0c = 4,32 Bộ truyền bánh CXT - Chọn môđun mặt đáy ms=10 - Chọn số truyền côn xoắn thường : Z1=10 ; Z2=17 - Chọn hệ số dịch chỉnh góc ăn khớp : Hệ số dịch chỉnh: ξ1 = 0,41 ; ξ = - 0,41 Góc ăn khớp: c = 20o - Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn : c = 35o - Xác định chiều dài đường sinh : 2 2 Le= 0,5.ms Z1  Z2 0,5.10 10  17 98,62 (mm) (2.5) - Xác định chiều dài : b = 0,3.Le = 29,586 (mm)  30 (mm) (2.6) - Xác định chiều dài đường sinh trung bình : L m Le - 0,5.b = 83,62 (mm) (2.7) - Xác định mô đun pháp tuyến trung bình : Người thực hiện: Nhóm 11 m n ms Lm 83,62 10 8,477 Le 98,62 (mm) (2.8) Theo tiêu chuẩn ta chọn m n 8 (mm) - Nửa góc đỉnh nón: tgδ1   δ1 =30,5o i 0c (2.9) δ 90o  δ1 90o  30,5o 59,5o (2.10) Thông số cặp bánh CXT sau :  Môđul mặt đáy răng: me = 10 (mm)  Mơđul pháp tuyến trung bình: mn = (mm)  Số z1 = 10, z2 = 17  Hệ số dịch chỉnh: 1 = 0,41; 2 = -0,41  Góc ăn khớp: c = 20o  Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng: c = 35o  Chiều dài đường sinh: Le = 98,62 (mm)  Chiều dài đường sinh trung bình: Lm = 83,62 (mm)  Chiều dài răng: b = 30 (mm) 2.Bộ truyền bánh trụ: - Chọn khoảng cách trục: a = 180 (mm) - Chọn khoảng chiều dài răng: bt = 0,4a = 72 (mm) - Chọn góc nghiêng răng: t = 16o - Chọn số bánh trụ chủ động: Z3 = 12 Số bánh trụ bị động: Z4 = Z3.i0t = 12.4,32 = 51,84 Chọn Z4 = 52 Người thực hiện: Nhóm 12 - Chọn góc ăn khớp: t = 20o - Hệ số dịch chỉnh: 3 = 0,22, 4 = -0,22 - Xác định môđul bánh trụ: 2acosβ t 2.160.cos16o m nt   5,4 Z1  Z2 12  52  mm  Chọn mnt = 5,5 (mm) Tính lại khoảng cách trục: a  Z1  Z2  m  12  52  5,5 183,1 2cos16o 2cosβ t  mm  Chọn a = 180 (mm) Thông số cặp bánh trụ:  Khoảng cách trục: a = 180 (mm)  Số răng: z3 = 12, z4 = 52  Môđul bánh răng: mnt = 5,5 (mm)  Góc nghiêng đường răng: t = 16o  Góc ăn khớp: t = 20o  Hệ số dịch chỉnh: 3 = 0,22, 4 = -0,22  Chiều dài răng: bt = 72 (mm)  Đường kính chia: d1 = mz3/cos = 68,66 (mm) d2 = mz4/cos = 297,5 (mm) 2.2.3 Xác định lực tác dụng lên truyền: - Lực vịng xác định theo cơng thức : P M tt rtb (2.11) Trong : rtb= Lm.sin δ1 = 41,62 (mm) (2.12)  P = 58745,8 (N) - Lực chiều trục xác định theo công thức : Người thực hiện: Nhóm 13  tgα.sinδi  Q P   tgβ.cosδi   cosβ  (2.13) có dấu (+) ta chọn chiều quay bánh chủ động quay phải chiều xoắn xoắn trái xác định lực hướng kính R lấy dấu (-) Thay số vào tính cho bánh chủ động (vì chịu tải nặng hơn) ta có : Q = 48690,54 (N) - Lực hướng kính xác định theo cơng thức sau : R P  tgα.cosδi - sinβ.sinδi  cosβ (2.14) Thay số vào ta có : R = 1613,26 (N) Kết luận chương 2: Chúng em tính chọn thơng số truyền lực Qua phân tích tính lực tác dụng hai bánh - Lực vòng P= 58745,8 (N) - Lực chiều trục Q= 48690,54 (N) - Lực hướng kính R= 1613,26 (N) Chương Kiểm bền bánh chủ động bánh vành chậu 3.1 Tính tốn kiểm tra bền theo ứng suất uốn - Kiểm tra bánh chủ động : σ u= P ≤[σ u ] 0,85.b m n y (3.1) Trong : y1- Hệ số dạng xác định theo số tương đương Ztd1 b - Bề rộng mn – Môđun pháp tuyến tiết diện trung bình Ztđ 1= Z1 cos δ cos3 β =¿21,11 (răng) Ta chọn Ztđ1 = 21 suy y = 0,362 Người thực hiện: Nhóm 14  σ u  -ứng suất uốn cho phép,  σ u  =700 – 900 (MPa) Thay số vào ta có :σ u=795,5.10 (N/m2) = 795,5(MPa) Ứng suất uốn bánh chủ động phù hợp, khoảng 700-900 (MPa) Đủ bền - Kiểm tra bánh vành chậu: σ u= P ≤ [σ u ] 0,85.b m n y (3.2) Trong : y2- Hệ số dạng xác định theo số tương đương Ztd2 b - Bề rộng mn – Mơđun pháp tuyến tiết diện trung bình Ztđ 2= z2 cos δ cos3 β =35,84(răng) Ta chọn Ztđ2 = 35 suy y 2= 0,411  σ u  -ứng suất uốn cho phép,  σ u  = 700 – 900 (MPa) Thay số vào ta có : σ u= 700,656.106 (N/m2) = 700,656 (MPa) Ứng suất uốn bánh vành chậu phù hợp, khoảng 700-900 (MPa) Đủ bền 3.2 Tính tốn kiểm tra bánh theo ứng suất tiếp xúc : σ tx 0,418  P.E      σ tx  b.cosα.sinα  r1td r2td  (3.3) Trong : E-Mơ đun đàn hồi vật liệu bánh E = 2,15.105 MPa ritd -Bán kính tương đương i=1;2 ritd  ritb cos 2βi cosδi (3.4) ritb -Bán kính trung bình bánh r1tb L m sinδ1 83,62.sin 30,5 42, 44 (mm) Người thực hiện: Nhóm 15 r1tb L m sinδ1 83,62.sin 59,5 72,05 (mm) Ta có : r1td  42,44 (mm) r2td  72,05 (mm) Thay số vào ta có : σ tx  2927,411 (MPa) [σ tx ¿=2500−3000 (MPa) σ tx< [σ tx ¿  Điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc thỏa mãn Kết luận chương 3: Điều kiện bền + Ứng suất uốn bánh chủ động σ u=¿795,5(MPa) <  σ u  =700 – 900 (MPa) => Thỏa mãn điều kiện + Ứng suất uốn bánh vành chậu σ u= 700,656 (MPa) <  σ u  =700 – 900 (MPa) => Thỏa mãn điều kiện + Ứng suấtt tiếp xúc σ tx=¿ 2927,411 (MPa) < [σ tx ¿=2500−3000 (MPa) => Thỏa mãn điều kiện  Từ điều kiện bền ta thấy thơng số thỏa mãn điều kiện, ta không cần thay đổi thông số chọn Ý nghĩa công việc thiết kế Công việc thiết kế quan trọng giúp tính tốn trước điều kiện bền, kích thức chi tiết từ tùy vào kết để thay đổi cho phù hợp giúp cho cấu có độ bền cao đem lại hiệu suất làm việc cao cho xe Việc tính tốn thiết kế “lý thuyết, kết cấu, tính tốn ơtơ” giúp cho sinh viên hiểu rõ sâu sắc ôtô điều đồng nghĩa với việc đảm bảo an toàn xe chuyển động, tiết kiệm nhiên liệu hay tính kinh tế vận hành Người thực hiện: Nhóm 16 PHẦN KẾT Sau thời gian nghiên cứu, hồn thành chủ đề nghiên cứu tập lớn mơn thiết kế tính tốn tơ, chúng em cố gắng thực đến đề tài nghiên cứu “thiết kế tính tốn kích thước truyền lực chính” hồn thiện Ngay nhận đề tài nghiên cứu, chúng em tiến hành, tìm tịi tài liệu tham khảo từ làm sở để vận dụng kiến thức học nhà trường tham khảo ý kiến dẫn giáo viên hướng dẫn để hoàn thành đề tài nghiên cứu Qua em nêu được: - Tổng quan truyền lực tơ - Tính- chọn thơng số truyền lực - Kiểm bền bánh truyền lực Mặc dù thân chúng em cố gắng nhiều nhận hướng dẫn tận tình từ phía giáo viên hướng dẫn thời gian kiến thức chúng em hạn chế nên báo cáo chúng em tránh khỏi thiếu sót Chúng em mong nhận ý kiến, góp ý thầy giáo khoa để thuyết minh chúng em hoàn thiện Chúng em xin chân thành cảm ơn! TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] [ CITATION Hồ191 \l 1033 ] Giáo trình tính tốn kết cấu tơ [2] Hiểu, N P Hướng dẫn đồ án mơn học kết cấu tính tốn tô quân Học Viện Kỹ Thuật Quân Sự [3] Sổ tay ô tô (1987) Nhà xuất KHKT [4] Vũ Đức Lập, P Đ (1995) Cấu tạo ô tô quân (tập 1) Học Viện Kỹ Thuật Quân Sự Người thực hiện: Nhóm 17 Người thực hiện: Nhóm 18