Tính Toán Thiết Kế Bộ Vi Sai.docx

Mục lục TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ VI SAI 2 I Công dụng, phân loại, yêu cầu 2 1 Công dụng 2 2 Phân loại 2 3 Yêu cầu 3 II Lựa chọn phương án thiết kế 4 1 Một số phương án thiết kế 4 2 Lựa chọn phương án thi[.]

Mục lục TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ VI SAI I Công dụng, phân loại, yêu cầu: Công dụng: .2 Phân loại: Yêu cầu: II Lựa chọn phương án thiết kế: Một số phương án thiết kế: .4 Lựa chọn phương án thiết kế: III Tính tốn, chọn lựa thông số kỹ thuật vi sai: Động học động lực học vi sai: 1.1 Động học vi sai: 1.2 Động lực học vi sai: Vật liệu chế tạo chi tiết vi sai: 11 2.1 Vỏ vi sai: 11 2.2 Trục bánh hành tinh vi sai: 11 2.3 Các bánh vi sai: 11 Tính tốn thơng số vi sai: 12 3.1 Tính truyền bánh thẳng: .12 3.2 Kiểm tra góc ăn khớp nhỏ tiết diện đầu mà không bị cắt chân răng: .17 3.3 Kiểm tra hệ số trung khớp: 18 IV Tính tốn kiểm tra bền vi sai: 18 Phân tích lực tác dụng lên bánh xoắn thơng thường: 18 Tính tốn bền cặp bánh theo ứng suất tiếp xúc: 19 Tính tốn bền cặp bánh theo ứng suất uốn: .20 TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ VI SAI I Công dụng, phân loại, yêu cầu: Công dụng: - Bộ vi sai đảm bảo cho bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau: Khi quay vòng kích thước bánh xe trái phải khơng giống hồn tồn đường khơng phẳng - Vi sai đối xứng phân chia momen nửa trục - Vi sai không đối xứng phân phối mô men cầu chủ động xe có nhiều cầu chủ động Phân loại: Có nhiều phương án phân loại vi sai, đưa số dấu hiệu: * Theo công dụng: - Vi sai bánh xe - Vi sai cầu - Vi sai đối xứng - Vi sai không đối xứng - Vi sai truyền lực cạnh * Theo mức độ tự động: - Vi sai hãm cứng tay - Vi sai hãm tự động * Theo kết cấu: - Vi sai bánh nón - Vi sai bánh trụ - Vi sai tăng ma sát: + Vi sai tăng ma sát phần tử ma sát + Loại vi sai cam + Loại trục vít + Loại thử lực + Loại trục vít có tỷ số truyền thay đổi + Loại vi sai có hành trình tự * Theo giá trị hệ số gài vi sai: Kσ= M ms M0 Trong đó: Mms mô men ma sát M0 mô men vỏ vi sai Mà vi sai chia ra: + Vi sai ma sát nhỏ k =  0,2 + Loại hãm với nội ma sát tăng k = 0,20,7 + Loại hãm hoàn toàn k > 0,7 Yêu cầu: Vi sai phải đảm bảo yêu cầu sau: - Phải đảm bảo phân phối mô men cho trục theo tỷ lệ xác định - Đảm bảo cho trục quay với vận tốc khác đảm bảo hiệu suất cần thiết - Vi sai có kích thước nhỏ gọn liên qua tới việc bố trí kết cấu - Phải thuận lợi cho công tác bảo dưỡng, chế tạo II Lựa chọn phương án thiết kế: Một số phương án thiết kế: Vì xe thiết kế lxe tải loại nhỏ có cầu chủ động nên ta thiết kế vi sai đặt bánh xe chủ động Khi ta chọn phương án sau: - Vi sai bánh nón đối xứng: vi sai gồm bánh nón ăn khớp với Đây loại vi sai có nội ma sát nhỏ Sơ đồ kết cấu: - Vi sai bánh trụ: Đây loại vi sai đối xứng có nội ma sát nhỏ + Bánh bán trục 1: Z1 + Bánh bán trục 2: Z2 M 1= Momen trục: ⇒ M1 M2 = M h Z Z1 + Z , M 1= M h Z Z1 + Z Z1 Z2 Sơ đồ kết cấu: - Bánh vành chậu – Bánh chủ động – Bánh hành tinh – Bán trục – Bánh bán trục – Vỏ vi sai - Vi sai trục vít bánh vít: Giá trục vít vỏ vi sai Các trục vít có hai bậc tự quay với vỏ quay quanh trục Đây vi sai đối xứng nội ma sát lớn hiệu suất truyền nhỏ Sơ đồ kết cấu: - - Bánh bán trục - - Bánh hành tinh - Bánh vít hành tinh - Hộp vỏ - Vi sai cam: Để tăng ma sát trong, nâng cao tính tự hãm, nâng cao tính động tơ, Người ta chế tạo vi sai cam Vi sai cam có loại: + Loại vi sai cam hướng tâm: loại vi sai đối xứng phần momen vành cam cam Đây loại vi sai ma sát lớn Sơ đồ kết cấu: – Cam; – Vỏ vi sai; – Bánh vành chậu; – Bán trục + Vi sai cam dãy Sơ đồ kết cấu: – Cam; – Vỏ vi sai; – Bánh chủ động Lựa chọn phương án thiết kế: Sau xem xét phương án yêu cầu tơ thiết kế, nhóm đưa phương án thiết kế vi sai bánh côn thẳng đối xứng Sở dĩ chọn phương án loại có nhiều ưu điểm loại khác Sơ đồ cấu tạo: - Bánh vành chậu – Bánh chủ động – Bánh hành tinh – Bán trục – Bánh bán trục – Vỏ vi sai III Tính tốn, chọn lựa thơng số kỹ thuật vi sai: Động học động lực học vi sai: 1.1 Động học vi sai: Hình Cơ cấu vi sai đặt bánh xe cầu chủ động c-chốt chữ thập ; 1.2-bánh nửa trục ; 3-bánh hành tinh - Khi ôtô chuyển động thẳng sức cản hai bên bánh xe, bán kính lăn bánh xe chủ động tốc độ quay bán trục hay, đó: 1 2 c - Nếu hãm hoàn toàn bánh bán trục: giả sử bánh răng1 đó, tìm giá trị vận tốc góc bánh xe không dừng : 1 2c - Trường hợp bánh xe trái quay ngược chiều với bánh phải với tốc độ góc nhau: Đây trường hợp hãm cứng đột ngột bánh xe có hệ số ma sát với đường không nên quay với vận tốc hai phía ngược Khi vỏ vi sai đứng yên c = 1 = - 2 - Trường hợp hai bánh tơ có vận tốc khơng nhau: Đó quay vịng ta có : 1 ≠ 2 1.2 Động lực học vi sai: - Ta có sơ đồ nguyên lý làm việc vi sai đối xứng bánh cơn: Hình Sơ đồ ngun lý làm việc visai đối xứng bánh côn 1,2 – Bánh bán trục 3- Bánh hành tinh - Vi sai cấu hành tinh bao gồm khâu chủ động đồng thời cần dẫn,các bánh đầu bán trục và bánh hành tinh - Vi sai truyền mô men tới bánh xe chủ động với điều kiện cho phép , bánh xe chủ động quay với tốc độ khác ơtơ quay vịng đường gồ ghề.Tùy theo kết cấu visai mà mô men phân chia cho bánh xe chủ động thay đổi khác q trình chuyển động.Đối với visai đối xứng ,quan hệ vận tốc góc hai bán trục visai thể qua biểu thức: n + n = 2n ( 1) - Biểu thức cho thấy bán trục quay với vận tốc hồn tồn khác theo điều kiện chuyển động + Nếu ôtô chuyển động thẳng ,điều kiện cản bên bánh xe giống thi mô men phân bên bán trục : M = M1 + M (2) + Nếu điều kiện chuyển động ,các bánh xe quay với vận tốc khác (giả sử n > n ),lúc bánh hành tinh quay quanh trục lăn bánh và gây nên tổn thất lượng masát N ms : N ms = M ms 1  2 (đã bỏ qua tổn thất ổ) Như vậy,phương trình cân công suất : N = N +N + N ms , hay: M0  = M 1 + M 2 + M ms 1  2 Kết hợp với biểu thức (1) ta : ( M  M ms ) M1 = ( M  M ms ) M2 = Từ biểu thức : M = M +M ms - Như mômen nội ma sát cấu vi sai đóng vai trị quan trọng có ảnh hưởng lớn đến khả làm việc điều kiện đường xấu,đối với loại vi sai bánh ,nội ma sát nhỏ nên ta viết : M = M1 - Biểu thức cho thấy trường hợp, mô men truyền tới bên bánh xe 10 Vật liệu chế tạo chi tiết vi sai: 2.1 Vỏ vi sai: Chế tạo gang rèn thép 40 ta chọn vật liệu chế tạo vỏ vi sai gang rèn có ký hiệu: K3-8 có HB = 163 2.2 Trục bánh hành tinh vi sai: Chế tạo thép hợp kim 12XH3A; 18X; 30X; 20X; 38X có nhiệt luyện, hộp vi sai chế tạo thép 18XT - Giới hạn bền : σ - Giới hạn chảy : b σ = 1000 N/mm2 ch = 850 N/mm2 - HB=217 Sau nhiệt luyện cho pha xemantit đến độ sâu 0,8 11 mm dầu nhiệt độ; t = 840oc.Ram 210o c độ cứng sau nhiệt luyện đạt HRC = 62 2.3 Các bánh vi sai: - Chế tạo loại thép 15 HM; 18xTT; 35X - Chọn vật chế tạo bánh hành tinh thép 15 HM có: + Giới hạn bền : + Giới hạn chảy : σ b σ = 850 N/mm2 ch = 650 N/mm2 + Độ cứng : HB =197  Sau nhiệt luyện có độ cứng đạt : HRC = 56 -1 = (0,40,45) σ b lấy -1 = 0,43 σ b -1 = 0,43.850 = 365,5 - Theo cơng thức(3-46; HDTK chi tiết máy) ta có: []u = 0,8ch = 0,8.650 = 520 N/mm2 ( ứng suất uốn cho phép q tải) 11 Tính tốn thông số vi sai: 3.1 Tính truyền bánh thẳng: - Góc ăn khớp: 22030’ - Góc hai trục: δ=90 Các thông số vi sai: - Tỷ số truyền i: chọn ivs = - Sơ chọn chiều dài đường sinh L: Ta có: - Momen vi sai tính M vs M e max i1.i0 tl 240.5.5,33.0,89 5692, 44( Nm) - Momen cực đại bánh hành tính tay số M ht  M vs 5692, 44  711,5( Nm) 2.q.ivs 2.2.2 + q = số bánh hành tính - Chiều dài đường sinh phải thỏa mãn điều kiện sau: theo công thức 3-11 sách TKCTM N.V.Lẫm)  1, 05.106 L  ivs    (1  0.5. L ).ivs    tx   k N   0,85. L n2 Trong đó: + [  ]tx: ứng suất tiếp xúc cho phép vật liệu chế tạo bánh [  ]tx= 2210 (N/mm2) + ψ L=0,3 ÷ 0,33 hệ số chiều rộng răng, chọn ψ L=0,3 12 + k: hệ số tải trọng k =1,3 ÷1,5 , chọn k =1,3 + i = 2: tỷ số truyền + N tính theo cơng thức: Mx  M x.n 9,55.106 N  N n 9,55.106 M x M ht 711,5.103 ( Nmm) Thay giá trị vào ta được;   1, 05.106 1,3.711, 5.103 L    69, 2( mm)   (1  0,5.0,3).2.2210  0,85.9,55.10 , 0,3 => Chọn L = 75 (mm) - Chọn số bánh vào điều khiện cắt chân răng: : theo bảng 3-15 sách TKCTM N.V.Lẫm) + Bánh hành tính với ξ=0,1 Z1 ¿ 12,8 ta chọn số Z1 =14(răng) + Bánh bán trục: Z2= Z1.ivs = 14*2 = 28 (răng) - Mơ đun vịng trung bình: mtm mte (1  0,5. be ) 4.(1  0,5.0,3) 3, 4( mm) Chọn mtm = (mm) - Mô đun mặt mút lớn tính theo cơng thức: ms  2.L Z12  Z 22  2.75 142  282 4, 79(mm) Chọn ms = (mm) - Xác định góc chia ngoài: 13 Z   13  1 arctg   arctg   26,57 o  26   Z2   90o  1 63, 43o - Chiều rộng vành răng: b 0,3.L 21(mm) - Mơ đun trung bình:  L  0,5.b   75  0,5.21  mtb ms      4,3(mm) L 75     Chọn mtb = (mm) - Góc mặt nón lăn: + Bánh hành tinh: Z   13  1 arctg   arctg   26,57 o  26   Z2  + Bánh bán trục: 2 90o  1 90o  26,57 63, 43o - Đường kính vịng chia: d1 ms Z1 5.14 70(mm) d ms Z 5.28 140(mm) - Đường kính trung bình: + Bánh hành tinh: b 21    dtb1 d1   0.5  70   0,5  60, 2(mm) L 75    14 + Bánh bị động: b 21    dtb d   0.5  140   0,  120, 4(mm) L 75    - Chọn cấp xác: - Hệ số chiều cao với khe hở hướng kính: Với truyền bánh thẳng êm dịu, ta lấy: + Hệ số chiều cao răng: f0 = ' + Hệ số khe hở hướng kính: cs 0,118 => Khe hở hướng kính: cn ' cs ' ms 0,118.5 0,59  mm  - Chiều cao làm việc răng: h1 2 f ms 2.1.5 10( mm) - Khe hở hướng kính: cs ' cn ' ms 0,59.5 2,95(mm) - Chiều cao toàn răng: h h1  cs ' 10  2,95 12,95(mm) - Hệ số dịch chỉnh chiều cao tiết diện đầu răng:  s 0,38 - Chiều cao đầu răng: h1' ms  f   s  5   0,38  6,9(mm) h2 ' h1  h1' 10  6,9 3,1( mm) - Chiều cao chân răng: h1'' h  h1'' 12,95  6,9 6, 05( mm) 15 h2'' h  h2' 12,95  3,1 9,85( mm) - Góc chân răng:  2.h ''   2.6, 05  o 1 arctg   arctg   9,16  75   L   2.h ''   2.9,85  o 2 arctg   arctg   14, 71  75   L  - Góc ngồi: e1 1  2 26,57 o  14, 71o 41, 28o e   1 63, 43o  9,16o 72,59o - Góc trong: i1 2  1 63, 43o  9,16o 54, 27o i 1  2 26,57  14, 71o 11,85o - Khoảng cách từ đỉnh tới mép vành răng: H1  d1 70  h1'' sin 1   6, 05.sin 26,57 o 67, 27(mm) o 2.tg1 2.tg 26,57 H2  d2 140  h2 '' sin 2   9,85.sin 63, 43o 26,19(mm) o 2.tg2 2.tg 63, 43 - Số tương đương: + Bánh hành tinh: Ztd  Z1 13  15, 65 cos 1 cos 26,57 , chọn Z tđ1 = 16 + Bánh bị động: 16 Ztd  Z2 26  62,59 cos  cos 63, 430 , chọn Z tđ2 = 62 - Bán kính trung bình tương đương: + Bánh hành tinh rtd  rtb1 45, 64  25,51(mm) cos 1 2.cos 26,57 + Bánh bị động rtd  rtb 91, 27  102, 03(mm ) cos 2 2.cos 63, 430 - Đường kính đỉnh răng: De1 d1  2.h1' cos 1 70  2.6,9.cos 26,57 o 82,34( mm) De d  2.h2 cos 2 140  2.3,1.cos 63, 43o 142, 77( mm) - Chọn hệ số dạng răng: Theo bảng 3-18 TKCTM ta có: + Với bánh hành tinh: Ztđ1=16 ; =0 y1=0,338 + Với bánh hành tinh: Ztđ2=62 ; =0 y1=0,471 3.2 Kiểm tra góc ăn khớp nhỏ tiết diện đầu mà không bị cắt chân răng: - Bánh hành tinh:  min1 arctg tg1 18,150 tg1  arctg tg2 7, 650 tg 17 Như thỏa mãn điều khiện: α ≤α n =20 3.3 Kiểm tra hệ số trung khớp: - Hệ số trùng khớp profin mặt đầu: 2 2          Z cos  Z cos  Z Z 1 s s   s    f os   s1       f os   s        cos 1   cos 1   cos    cos 2    cos  s   Z1 Z2   sin  s     cos 1 cos    cos  s => ξ s = 1,1245 thoả mãn điều kiện (1  1,25 ) - Hệ số trùng khớp chiều dọc răng: K b ( K b∗tg β− ∗tg β )∗L ξ b= π∗m s Vì bánh nón thẳng nên: β=0 ⇒tg β=0 ⇒ξ b =0 - Hệ số trùng khớp:    02s   b2  1,12452  1,1245 IV Tính tốn kiểm tra bền vi sai: Phân tích lực tác dụng lên bánh côn xoắn thông thường: Giả thiết điểm đặt lực lên bán kính trung bình ta phân tích lực tương hỗ N thành thành phần sau:  - Lực vòng: P  Q - Lực dọc trục: 18  - Lực hướng kính: R Trong mặt phẳng thẳng góc với đường trục ta phân tích lực N thành hai thành phần:  - Lực pháp tuyến răng: P1  - Lực tiếp tuyến răng: P    P P Phân tích thành lực S  - P theo phương tiếp tuyến vòng tròn lăn P= - P: lực vòng (N) M x d tb Với: dtb = 53,26 (mm)đường kính vịng chia trung bình Mx = Mht = 668,66 (Nm) 2.668, 66.103  P 25109,3( N ) 53, 26 - Lực dọc trục: Q P.tg sin  25109,3.tg 22 o30.sin 26 o57 4713, 7( N ) - Lực hướng kính: Q P.tg sin  25109,3.tg 22o30.cos 26 o57 9271,13( N ) Tính tốn bền cặp bánh theo ứng suất tiếp xúc: √ P∗E∗( i +1) σ H= ≤[ σ ] H b *cos α∗( L−0,5∗b)∗i *sin α∗θ Trong đó: + P: lực vòng 19 + θ =1,15 ¿ 1,35; chọn θ = 1,2 + E: môđun đàn hồi; E = 21,5.104 [N/mm2] Thay giá trị vào ta được: σ H =855 , 1≤[ σ H ]=2210 (N/mm2) Tính tốn bền cặp bánh theo ứng suất uốn: σ u= Z qd  P , 85∗b∗mn∗ y Z 13  15 cos  *cos  cos *cos 26,57 Dựa vào bảng (TKCTM) ta chọn y = 0,11 Thay giá trị vào ta được: σ u =152 , 03≤[ σ ]u =800 (N/mm2) V Bảng thơng số kích thước vi sai bánh côn thẳng: TT Thông số Giá trị Góc ăn khớp 20030’ Góc dữa hai trục Tỷ số truyền vi sai ivs= Chiều dài đường sinh L = 75(mm) Số cặp bánh Z1 = 14; Z2 = 28 Mô đun mặt mút lớn mte = (mm) Mơ đun mặt trung bình mtm = (mm) Mô đun mặt mút lớn ms = (mm) Góc chia ngồi 1 26,57 δ=90  63, 430 20