Xe cứu hỏa chung cư cần phải thỏa mãn ba yêu cầu: + Điều khiển tự động từ xa+ Kích thước phù hợp đối với đa số thiết kế của chung cư+ Chịu được nhiệt độ cao 3 Nội dung đồ án Trong khuôn
TỔNG QUAN VỀ XE CỨU HỎA
Động cơ điện
Động cơ điện là loại động cơ làm việc dựa trên hiện tượng cảm ứng điện từ, trong đó điện năng sẽ được chuyển hóa thành cơ năng.
Ưu nhược điểm
So với động cơ đốt trong, động cơ điện có nhiều ưu điểm và có thể trở thành nguồn động lực phổ biến trên các phương tiện di chuyển nói chung và trên ô tô nói riêng trong tương lai a) Hiệu suất Động cơ điện có hiệu suất cao hơn nhiều lần so với động cơ đốt trong. Như ta đã biết động cơ đốt trong chuyển hóa nhiệt năng thành cơ năng, trong quá trình làm việc một lượng nhiệt lớn sẽ bị tổn thất cho hệ thống làm mát, do truyền nhiệt, Chính vì thế hiệu suất của động cơ đốt trong chỉ đạt khoảng từ 30% đến 40% Ngược lại, với quá trình làm việc của động cơ điện, lượng tổn thất năng lượng do sinh nhiệt không đáng kể nên hiệu suất của động cơ điện có thể lên đến khoảng 90% b) Đặc tính động cơ
Như ta đã biết, so với động cơ đốt trong thì động cơ điện có đường đặc tính gần với yêu cầu sử dụng thực tế trên xe Động cơ điện có thể khởi động ngay từ tốc độ 0 (rpm) Trong vùng tốc độ thấp, từ khi khởi động đến tốc độ cơ bản (Base speed), momen sinh ra của động cơ lớn nhất và không đổi, phù hợp cho việc tăng tốc và leo dốc Chính vì thế, hệ thống truyền lực của xe điện thường đơn giản hơn và có thể loại bỏ một số bộ phận không cần thiết như ly hợp, giảm bớt các cặp bánh răng trong hộp số do không cần nhiều tỉ số truyền.
Hình 1.1 Đường đặc tính động cơ đốt trong và động cơ điện c) Kết cấu
So với động cơ đốt trong, động cơ điện có kết cấu đơn giản hơn rất nhiều do đó kích thước nhỏ gọn và khối lượng cũng giảm đi đáng kể
Tuy nhiên, động cơ điện khi đưa lên phương tiện di chuyển vẫn còn những nhược điểm như giá thành cao và những thách thức trong vấn đề giải quyết nguồn năng lượng cho động cơ.
Phân loại
Khi sử dụng trên xe điện thì các loại động cơ điện phải đáp ứng các yêu cầu: công suất không đổi lớn và mật độ công suất lớn; momen lớn ở tốc độ thấp cho khởi động và leo dốc cũng như công suất lớn ở tốc độ cao để đảm bảo khả năng động học; hiệu suất cao; hiệu quả cao khi sử dụng cho phanh tái sinh; kết cấu gọn, khối lượng nhỏ, momen quán tính nhỏ; độ tin cậy cao, đáp ứng nhiều điều kiện vận hành khác nhau; giá thành hợp lý; dễ dàng điều khiển
Một số loại động cơ điện có thể sử dụng cho phương tiện di chuyển: Động cơ điện một chiều (Brushed DC Motor), động cơ không đồng bộ (Induction Motor – IM), động cơ một chiều không chổi than (Permanent Magnet Brushless DC Motor), động cơ từ trở thay đổi (Switched Reluctance Motor) Sau đây ta phân tích một số ưu nhược điểm để chọn ra loại động cơ phù hợp với tiêu chí.
Lựa chọn loại động cơ có từ trở thay đổi (Switched Reluctance Motor)
Ta thấy động cơ có từ trở thay đổi (Switched Reluctance Motor) là loại động cơ phù hợp và tối ưu nhất cho xe điện Một số nhược điểm của loại động cơ này có thể dễ dàng khắc phục Chính vì vậy ta chọn động cơ loại này làm nguồn động lực cho xe tham khảo.
Cấu tạo: Động cơ từ trở thay đổi có cấu tạo của rotor và stator đều có dạng cực lồi, trên stator có dây quấn tương tự như dây quấn kích từ của động cơ một chiều, rotor chỉ là một khối sắt, không có dây quấn hay nam châm.
Hình 1.2 Động cơ từ trở thay đổi Ưu điểm: Bền vững, cho phép thiết kế ở dải tốc độ rất cao lên tới hàng chục nghìn vòng/phút, dễ điều khiển, đường đặc tính momen – tốc độ rất phù hợp cho xe điện, vùng công suất không đổi rộng
Nhược điểm: Có nhấp nhô momen điều này dẫn đến khó điều khiển với chất lượng cao, độ ồn lớn.
Như đã trình bày ở trên, do đường đặc tính của động cơ điện gần như là đáp ứng được yêu cầu sử dụng trên xe Vì vậy hộp số được sử dụng trên xe điện thường có cấu tạo đơn giản hơn do không cần nhiều tỉ số truyền, kích thước của hộp số dùng cho xe điện cũng nhỏ gọn hơn rất nhiều Thông thường, do kích thước nhỏ gọn như vậy nên khi thiết kế hộp số ta có thể đưa truyền lực chính vi sai vào bên trong hộp để có thể tiết kiệm không gian cũng như là chi phí, vật liệu khi gia công chế tạo
Hiện nay hộp số trên xe điện rất đa dạng và sử dụng nhiều kiểu truyền động khác nhau, trong đó 3 loại phổ biến nhất có thể kể đến như: hộp số một tỉ số truyền, hộp số hai tỉ số truyền và hộp số hành tinh.
Lựa chọn phương án thiết kế hộp số
Hình 1.3 Hộp số một tỉ số truyền
Từ các loại hộp số đã nêu trên, và dựa vào nhu cầu sử dụng thực tế của xe tham khảo, ta chọn phương án thiết kế là loại hộp số một tỉ số truyền Đây là loại hộp số có cấu tạo đơn giản và được sử dụng phổ biến trên xe điện hiện nay, một số loại xe có thể kể tới như: Tesla Model 3, Volkswagen ID.3.
Do tốc độ xe không quá cao, và để dễ gia công chế tạo ta lựa chọn bánh răng trên trục sơ cấp, trục trung gian và cặp bánh răng truyền lực chính là loại bánh răng trụ răng thẳng
Vi sai dùng trong hộp số là loại vi sai côn đối xứng Những nhược điểm của bộ vi sai côn đối xứng có thể được khắc phục bằng các phương pháp như: phanh lựa (Selective Braking) và ngắt dòng công suất (Power Flow Cut) Do các phương pháp này đều liên quan đến hệ thống điều khiển nên trong nội dung đồ án ta sẽ không tìm hiểu sâu.
TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG XE
Cấu tạo của hộp số
Các phần chính trong hộp số 2 cấp một tỉ số truyền bao gồm: trục vào (1) được nối từ động cơ điện, cặp bánh răng ăn khớp của hai trục sơ cấp và trục trung gian, cặp bánh răng truyền lực chính (2), bộ vi sai côn đối xứng (3) và trục ra (4) được nối với các bán trục
Nguyên lý hoạt động của hộp số loại này rất đơn giản, momen từ động cơ được truyền vào trục sơ cấp, thông qua cặp bánh răng ăn khớp sẽ dẫn động trục trung gian, momen tiếp tục được truyền qua cặp bánh răng truyền lực chính, qua vi sai và ra hai bán trục Bộ vi sai có tác dụng giúp hai bán trục có thể quay với tốc độ khác nhau, tránh hiện tượng trượt khi quay vòng hoặc lực cản không cân bằng tại hai bên bánh xe.
Hình 1.5 Sơ đồ hộp số 2 cấp một tỉ số truyền
Do tốc độ xe không quá cao, và để dễ gia công chế tạo ta lựa chọn bánh răng trên trục sơ cấp, trục trung gian và cặp bánh răng truyền lực chính là loại bánh răng trụ răng nghiêng.
Nguyên lý hoạt động
Động cơ điện được nối vào trục I để cung cấp momen cho hộp số , từ đó truyền động tới các trục còn lại và ra hai bánh xe.
Cụm vi sai hai bên sẽ đóng giúp cho để trục chinh được khóa lại và xe sẽ truyền động đều cả 2 bánh với cùng tốc độ quay
Rẽ trái hoặc rẽ phải:
Một trong 2 cụm vi sai sẽ mở để một bánh có tốc độ quay cao hơn bánh còn lại Khi đó, xe sẽ được rẽ theo hướng có tốc độ quay chậm hơn.
Tính toán động lực học
Khi tính toán nguồn động lực trên xe ô tô, ta thường quan tâm tới 4 chỉ số vận hành chính của xe: vận tốc cực đại, khả năng leo dốc, khả năng tăng tốc và quãng đường xe chạy được trong một lần nạp nhiên liệu Đối với các loại xe có nguồn động lực là động cơ đốt trong, khi tính toán công suất cực đại, ta chỉ cần quan tâm đến tiêu chí duy nhất là vận tốc cực đại vì vùng công suất cực đại thường rơi vào vùng vận tốc lớn nhất Nhưng đối với động cơ điện, do công suất không thay đổi nhiều trong quá trình làm việc, momen xoắn động cơ giảm dần khi tốc độ tăng cao dẫn đến tính năng động học của ô tô điện giảm xuống Chính vì vậy trong quá trình tính toán ta phải quan tâm đến 3 tiêu chí đó là: vận tốc cực đại, khả năng tăng tốc và khả năng leo dốc.
Hình 2.1 Đường đặc tính của động cơ điện
2.3.2 Xác định công suất đối với chỉ tiêu khả năng leo dốc a.Tính toán lực kéo
Giả sử tốc độ leo dốc của xe đạt 5km/h Thời gian thay đổi vận tốc từ 0 lên 1,389m/s trong vòng 5s thì ta có:
Gia tốc cần thiết: a= Δvv Δvt ≈ 0.3 (m/ s 2 )
- a: Là gia tốc của xe (m/s 2 )
-∆v: Khoảng vận tốc thay đổi (m/s), với ∆v = 1,389 (m/s)
-∆t: Khoảng thời gian thay đổi tốc độ(s), với Δt =5 (s)t =5 (s)
Theo định luận II Newton lực kéo của động cơ cần đạt được là:
- θ là góc nghiêng cầu thang = 25 o
Khi xe di chuyển lên dốc, trên các bánh động cơ sẽ xuất hiện các lực ma sát lăn với hệ số ma sỏt à=0,025 Do đú lực kộo của cỏc bỏnh động cơ cần lớn hơn lực cản lăn xuất hiện trên các bánh động cơ:
F R =G a cos θ à0 N b.Tính toán công suất động cơ Để đảm bảo thiết kế của xe không bị thay đổi quá nhiều thì bánh động cơ điện được dùng để thay thế cần phải có kích cỡ tương đương hay kích cỡ không bị thay đổi quá nhiều Để đảm bảo thì em nghiên cứu chọn kích cỡ bánh động cơ trong khoảng d = 400 mm Do đó, dựa vào công thức tính moment, moment cần thiết của động các bánh động cơ là:
Do đó, công suất cần thiết trên 2 bán trục cần phải đạt được là:
-P: Công suất của hai động cơ điện (W) -Mk: Moment xoắn tại 2 bán trục: Mk = 660 (Nm) -n: Số vòng quay tại 2 bán trục (vòng/phút) n = 45-65 (vòng/phút)
Do lắp giữa bánh xe và động cơ là hệ thống truyền lực nên công suất truyền từ động cơ tới bánh xe sẽ có tổn thất do hiệu suất của hệ thống truyền lực Vì thế công suất động cơ điện cần chọn được tính theo công thức:
Trong đó: - P là công suất sinh ra tại bánh xe (W)
- η là hiệu suất của hệ thống truyền lực, ta lấy η = 0,9
Bảng 2 Thông số động cơ điện
Loại động cơ Công suất
(kW) Điện áp (V) Số vòng quay (rpm)
Momen cực đại (Nm) VOL
2.3.4 Phân bố tỉ số truyền
Chọn tỉ số truyền giữa bán trục và bánh xe là 𝑖 = 1 khi đó tỉ số truyền của hệ thống truyền lực cũng chính là tỉ số truyền của hộp số Do hộp số được lựa chọn chỉ có một tỉ số truyền nên ta chỉ cần quan tâm đến chỉ số truyền tại vận tốc cực đại của xe Vận tốc cực đại của xe tính theo công thức:
Vận tốc cực đại của xe tính theo công thức: m max bx bx ax( / ) v r m s
Trong đó: r bx : là bán kính xe (m) ω bxmax : là vận tốc góc cực đại của bánh xe (rad/s)
Từ đây ta rút ra công thức tính vận tốc góc cực đại của bánh xe:
=> bx max = v r max bx 1,39 0, 2 6,95( rad s / ) (1)
Mặt khác, vận tốc cực đại của bánh xe cũng được tính theo công thức: max max
- n e max là tốc độ cực đại của động cơ (vòng/phút) = 1500 (rpm)
- i là tỉ số truyền của hệ thống truyền lực, cũng chính là tỉ số truyền của hộp số.
Từ (1) và (2), ta rút ra công thức tính tỉ số truyền của hộp số như sau: max max
Hình 2.1 Sơ đồ hộp số
- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II là u I II = 4,25
- Tỉ số truyền từ trục II sang trục III, III’ khi xe leo dốc là u II III = 5,317
2.3.5 Tính các thông số trên các trục a Tỉ số truyền
Tốc độ trên trục I: n I =n dc 00 (vòng/phút) Tốc độ trên trục II: n II = n I n I→II = 1500
4,25 =¿ 353 (vòng/phút) Tốc độ trên trục III’, III’’: n III =n III ' = n II n II → III = 400
5,317 =¿ 66 (vòng/phút) b Tính công suất trên các trục
Công suất trên trục động cơ (thực cần – khác với công suất danh nghĩa của động cơ):
Công suất sinh ra tại trục I:
P I = P dc ,t =¿4410(W) Công suất sinh ra tại trục II:
P II = P I 0,99 0,97=¿4234(W) Tổng công suất sinh ra tại trục III’, III’’:
P III = P II 0,99.0,97=¿4060(W) c Tính momen xoắn trên các trục
Tính momen xoắn trên các trục theo công thức:
Trong đó: Pi, ni, Ti tương ứng là công suất, tốc độ quay và momen xoắn trên trục i.
Thay số vào công thức ta có:
- Momen xoắn trên trục động cơ:
- Momen xoắn trên Trục II:
- Momen xoắn trên các bán trục trong trường hợp xe leo dốc:
Bảng 3: Các thông số động học
Trục động cơ Trục I Trục II Trục III, III’
Tốc độ vòng quay (rpm)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ
Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng
Thông số đầu vào: Thời gian phục vụ Lh = 10000 giờ, và các thông số trong bảng động học
Tra bảng 6.1Tr92 [1], ta chọn:
▪ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
▪ Độ rắn HB = 192 ÷ 240 ta chọn HB2 = HB = 240
▪ Giới hạn chảy: σ ch2 = 450 (MPa)
▪ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
▪ Độ rắn HB = 241 ÷ 285 ta chọn HB1 = HB3 = HB2 + 10 = 250
▪ Giới hạn chảy: σ ch1= 580 (Mpa)
Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
S H , S F – hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
➢ Bánh răng bị động (2,4): S H 2 = 1,1; S H 2 = 1,75. σ ° H lim¿ ,σ ° F lim¿ ¿ ¿: ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. σ ° H lim¿ =2 HB +70¿ σ ° F lim¿ =1,8 HB ¿
➢ Bánh răng chủ động (1,3): σ ° H lim¿1 =2 HB1+70W0 ( MPa ) ¿ σ ° F lim¿1 =1,8HB 1E0(MPa)¿
Bánh răng bị động (2,4): σ ° H lim¿2 =2 HB2+70U0 ( MPa ) ¿ σ ° F lim¿1 =1,8HB 2C0(MPa)¿
K HL , K FL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
• m H , m F – bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc Do bánh răng có
• N H 0, N H 0 – số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
• N HE , N HE – số chu kỳ thay dổi ứng suất tương đương.
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:[ σ H ] sb = min([ σ H 1] , [ σ H 2] )P0( MPa)
3.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách giữa trục 1,2 được xác định theo công thức: a w 1 = K a (u 1 + 1) √ 3 [ σ H T ] 2 1 sb K u H β 1 ψ ba
- K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng: Ka = 49,5 (MPa)
- T 1: momen xoắn trên trục chủ động (trục 1), T 1 = 28077 (Nmm)
- [ σ H ] sb : ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] sb = 500 (Mpa)
- ψ ba : hệ số chiều rộng vành răng, chọn ψ ba = 0,3
- K H β : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 [1] Tr 98 theo vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số: ψ bd = 0,53 ψ ba ( u 1 + 1) = 0,53.0,35 (4,25 + 1) = 0,97
Ta được: K H β = 1,05 Thay số ta được: a w 1 I,5 ( 4,25+ 1 ) √ 3 28077.1,05 2 1,63( mm)
Khoảng cách giữa trục 2,3 được xác định theo công thức: a w 2 = K a (u 2 + 1) √ 3 [ σ H T ] 2 2 sb K u H β 2 ψ ba
- K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng: Ka = 49,5 (MPa)
- T 2: momen xoắn trên trục chủ động (trục 2), T 2 = 114545 (Nmm)
- [σH]sb: ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] sb = 500 (Mpa)
- ψ ba : hệ số chiều rộng vành răng, chọn ψ ba = 0,35
- K H β : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 [1] Tr 98 theo vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số: ψ bd = 0,53 ψ ba ( u 2 + 1) = 0,53.0,35 (5,317 + 1) = 1,17
Ta được: K H β = 1,1 Thay số ta được: a w 2 I,5 (5,317+ 1) √ 3 500 114545.1,1 2 5,317.0,35 = 202,3(mm) Chọn: a w 2= 202 (mm)
3.3 Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x
3.3.1 Cặp bánh răng 1 và 2 a) Mô đun m= (0,01 ÷ 0,02) a w 1 = 1,2 ÷ 2,4 Chọn m=2 b) Xác định số rang β−Góc nghiêng của bánh răng
Tỉ số truyền thực tế: u t 1 = Z 2
Sai lệch tỉ số truyền ∆u = A = | u t1 u −u 1 1 | 100 %= | 4,25− 4,25 4,23 | 100 % = 0,5% < 4% (thỏa mãn) a w 1 = (Z 1 + Z 2 ) m
=> bw1=bw2: chiều rộng vành răng: bw1=bw2 = ψba.aw1 = 0,35.110 = 38,5 (mm). c) Xác định thông số ăn khớp cosα tw1 = (Z 1 + Z 2 ) mcos20 °
Do đó: α tw1 = arccos α tw1 = 20 ° Đường kính vòng lăn: d w 1 = 2 a w 1 u t1 +1 = 2.110
Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d w 1 n 1
60000 =3,29( m / s) Ứng suất cho phép tính ở trên chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánh răng, cần phải xác định chính xác ứng suất cho phép.
• [ σ H ]và [ σ F ]là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục trên.
• Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang 91 và 92 tài liệu [1] chọn:
• Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, Zv = 1.
• K xH : hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng K xH = 1
• Y R : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn Y R = 1
• Y S : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập chung ứng suất Y S = 1,08
• K xF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K xF
[ σ F2] = [ σ F2] sb Y R Y S K xF $5.1.1,03 1= 250( MPa) d) Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 1 và 2
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ∈ √ 2T b 1 w1 K u H t1 (u d t 2 1 w +1 1 ) ≤ [ σ H ]
• Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Z M = 274
• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
• KH: hệ số tải trọng K H = K Hβ K Hα K Hv
- K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã xác định ở trên), K Hβ = 1,12
- K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp K Hα = 1 với răng thẳng
- K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong các vùng ăn khớp. Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với v=3,29(m /s )
Nội suy tuyến tính được K Hv = 1,09
Kiểm nghiệm độ bền uốn: σ F1 = 2 T 1 K F Y ∈ Y β Y F 1 b w 1 d w1 m ≤[ σ F1 ] σ F2 = σ F 1 Y F2
• [σ F1 ]] và [ σ F2 ]là ứng suất uốn cho phép đã tính ở trên
- K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[1] (trang 98) với ψbd = 0,8 và sơ đồ bố trí 3 được K Fβ 1.24.
- K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp K Fα = 1 với răng thẳng
- K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với
• Y ∈ : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
• Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng Do răng thẳng Y β = 1
• Y F1 và Y F2: hệ số dạng răng Tra bảng 6.18[1] (trang 109) với:
=> Thỏa mãn. e) Một số thông số khác của cặp bánh răng 1 và 2
Ta có: x 1= x 2 = 0.5, bánh răng không dịch chỉnh nên: ∆y = k2 = 0 Đường kính vòng chia: d 1 = d w1 B(mm) d 2 = d w 2 8(mm) Đường kính đỉnh răng: d a 1 = d 1 + 2 (1 + x 1) m = 42 + 2 (1 + 0,5) 2 = 48 (mm) d a 2 = d 2 + 2 (1 + x 2 + ∆ y− k 2) m8+2 (1+0,5+0-0).24(mm) Đường kính đáy răng: d f 1 = d 1 – (2,5-2 x 1 ¿mB-(2,5-1).29 (mm) d f 2 = d 2 – (2,5-2 x 1 ¿m8-(2,5-1).25(mm)
Lực hướng tâm F r 1 =F r2 = F t 1 tan α 37 tan 20H7 N
Thông số Kí hiệu Giá trị
Hệ số dịch chỉnh x 1 0,5(mm) x 2 0,5(mm)
Chiều rộng vàng răng b w1 38,5(mm) b w 2 38,5(mm) Đường kính vòng lăn d w 1 42(mm) d w 2 178(mm) Đường kính đỉnh răng d a 1 48(mm) d a 2 184(mm) Đường kính đáy răng d f 1 39(mm) d f 2 175(mm)
Hình ảnh cặp bánh răng 1 và 2:
3.3.2 Cặp bánh răng 3 và 4 a) Mô đun m= (0,01 ÷ 0,02) a w 1 = 1,2 ÷ 2,4 Chọn m=2. b) Xác định số rang β−Góc nghiêng của bánh răng
Tỉ số truyền thực tế: u t 2 = Z 4
Sai lệch tỉ số truyền ∆u = A = | u t2 u −u 2 2 | 100 %= | 5,317−5,3 5,317 | 100 % = 0,3% < 4% (thỏa mãn) a w 2 = (Z 3 + Z 4 )m
=> chiều rộng vành răng: bw3=bw4 = ψba.aw2 = 0,36.202 = 73(mm) c) Xác định thông số ăn khớp cosα tw2 = (Z 3 + Z 4 )mcos 20 °
Do đó: α tw 2 = arccos α tw2 = 20 ° Đường kính vòng lăn: d w 3 = 2 a w 2 u t 2 +1 = 2.202
Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d w 3 n 2
60000 =1,2 (m / s) Ứng suất cho phép tính ở trên chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánh răng, cần phải xác định chính xác ứng suất cho phép.
• [ σ H ]và [ σ F ]là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục trên.
• Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang 91 và 92 tài liệu [1] chọn:
• Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, Zv = 1.
• K xH : hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng K xH = 1
• Y R : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn Y R = 1
• Y S : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập chung ứng suất Y S = 1,08
• K xF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K xF
[ σ F 4] = [ σ F 2] sb Y R Y S K xF $5.1 1,03 1%0( MPa) d) Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 1 và 2
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ∈ √ 2T b 2 w2 K u H t2 (u d t 2 2 w + 3 1) ≤ [ σ H ]
• Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Z M = 274
• Z H : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
• KH: hệ số tải trọng K H = K Hβ K Hα K Hv
- K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã xác định ở trên), K Hβ = 1,12
- K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp K Hα = 1 với răng thẳng
- K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong các vùng ăn khớp. Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với v=1,2(m / s )
Nội suy tuyến tính được K Hv = 1,03
Kiểm nghiệm độ bền uốn: σ F3 = 2 T 2 K F Y ∈ Y β Y F3 b w 3 d w3 m ≤[ σ F3 ] σ F 4 = σ F1 Y F 3
• [σ F1 ]] và [ σ F2 ]là ứng suất uốn cho phép đã tính ở trên
• K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn
- K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[1] (trang 98) với ψbd = 0,8 và sơ đồ bố trí 3 được K Fβ 1.24.
- K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp K Fα = 1 với răng thẳng
- K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với
• Y ∈ : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
• Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng Do răng thẳng Y β = 1
• Y F3 và Y F4: hệ số dạng răng Tra bảng 6.18[1] (trang 109) với:
=> Thỏa mãn. e) Một số thông số khác của cặp bánh răng 3 và 4
Ta có: x 3= x 4 = 0.5, bánh răng không dịch chỉnh nên: ∆y = k 2= 0 Đường kính vòng chia: d 3 = d w 3 d (mm) d 4 =d w 4 40(mm) Đường kính đỉnh răng: d a 3 = d 3 + 2 (1 + x 3) m = 64 + 2 (1 + 0,5) 2 = 70 (mm) d a 4 = d 4 + 2 (1 + x 4 + ∆ y−k 2 )m40+2 (1+0.5+0-0).2= 346(mm) Đường kính đáy răng: d f 3 = d 3 – (2,5-2 x 3 ¿md-(2,5-1).2a(mm) d f 4 = d 4 – (2,5-2 x 4 ¿m40-(2,5-1).237(mm)
Thông số Kí hiệu Giá trị
Hệ số dịch chỉnh x 3 0,5(mm) x 4 0,5(mm)
Chiều rộng vàng răng b w3 73(mm) b w 4 73(mm) Đường kính vòng lăn d w 3 64(mm) d w 4 340(mm) Đường kính đỉnh răng d a3 70(mm) d a4 346(mm) Đường kính đáy răng d f 3 61(mm) d f 4 337(mm)
Hình ảnh cặp bánh răng 3 và 4:
Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ hộp truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm
- Thành phần bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…
- Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ
- Vật liệu làm vỏ: gang xám GX15 – 32
- Phương pháp gia công: đúc
Lựa chọn bề mặt lắp ghép: Bề mặt lắp ghép nằm trên mặt phẳng vuông góc với các đường tâm trục
