Thiết kế môn học kết cấu tính toán ô tô nội dung thiết kế truyền lực chính vi sai

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI- Trên các ô tô có động cơ đặt dọc truyền lực chính còn có công dụng đổi phương quay trước khi truyền đến các bánh xe chủ động - Truyền lực

THIẾT KẾ MÔN HỌC

KẾT CẤU TÍNH TOÁN Ô TÔ

NỘI DUNG: THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI

LỜI NÓI ĐẦU

Truyền lực chính - vi sai là một trong các tổng thành của hệ thống truyền lực Trongchương trình đào tạo kỹ sư chuyên ngành Cơ khí ô tô, hệ thống truyền lực chính

– vi sai đã được nghiên cứu trong các môn học: Lý thuyết ô tô; Cấu tạo ô tô;

Kết cấu tính toán ô tô.

Thiết kế môn học này nhằm giúp sinh viên chuyên ngành nắm được trình tự và phươngpháp thiết kế truyền lực chính - vi sai: Truyền lực chính bánh răng trụ răng nghiêng;Truyền lực chính đơn hypoit; Truyền lực chính kép tập trung Trên cơ sở đó củng cốvững chắc hơn các kiến thức đã được trang bị và hình thành kỹ năng theo hướng họcthuật chuyên sâu thiết kế ô tô

Đây cũng là tài liệu tham khảo cho các sinh viên khóa dưới và những người quan tâm vềtruyền lực chính - vi sai

Em xin cảm ơn các thầy cô bộ môn cơ khí ô tô trường ĐH Giao Thông Vận Tải và đặcbiệt là thầy Trần Văn Như đã giúp em hoàn thành thiết kế môn học này!

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI

- Trên các ô tô có động cơ đặt dọc truyền lực chính còn có công dụng

đổi phương quay trước khi truyền đến các bánh xe chủ động

- Truyền lực chính trên các ô tô tải lớn và xe chuyên dung còn có thể

dung để thay đổi tỉ số truyền của hệ thống truyền lực

1.1.2 Phân loại

Truyền lực chính trên ô tô rất đa dạng và được phân loại như sau

a) Theo dạng bộ truyền : bánh răng ,trục vít bánh vít và xích

b) Theo số lượng cặp bánh răng truyền , truyền lực chính được phân biệt thành

- Truyền lực chính đơn : chỉ gồm một cặp bộ truyền bánh răng

- Truyền lực chính kép : gồm 2 cặp bộ truyền bánh răng

c) Theo lượng cấp số truyền

- Truyền lực chính 1 cấp

- Truyền lực chính nhiều cấp

1.1.3 Yêu cầu

- Đảm bảo tỷ số truyền cần thiết, kích thước và trọng lượng nhỏ, khoảng sáng gầm

xe đạt yêu cầu của tính năng thông qua

- Có hiệu suất truyền cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và vận tốc quay

- Đảm bảo vận hành êm dịu, không ồn và có độ bền lâu

1.1.4 Phân tích kết cấu truyền lực chính

Để đảm bảo độ cứng vững cho TLC

 Trên trục chủ đông của bánh răng quả dứa được bố trí 2 ổ bi côn theodạng chữ X để giúp làm giảm độ công son đầu trục, giảm momen uốn, từ

đó làm tăng tính cứng vững cho bánh răng chủ động

 Trên trục bị động thì được bố trí 2 ổ bi côn theo dạng chữ O làm giảmchiều dài trục, giảm momen xoắn, tăng cứng vững cho trục bị động

Để đảm bảo làm việc êm dịu, không ồn và tuổi thọ cao

 Các cặp bánh răng thường là bánh răng côn xoắn hoặc bánh răng trụ răngnghiêng giúp cho việc ăn khớp nhẹ nhàng và tránh va đập

 Giữa 2 ổ bi trên trục chủ động có 1 ống cách đàn hồi để tạo lực xiết căngban đầu Có xu hướng luôn đẩy 2 vòng bi ra xa nhau giúp cho cặp bánhrăng quả dứa và bánh răng vành chậu luôn ăn khớp đúng

Ngoài ra còn có thể có các tấm đệm điều chỉnh để điều chỉnh ăn khớp của cặpbánh răng quả dứa và bánh răng vành chậu

1.2: VI SAI

1.2.1 Công dụng

- Vi sai đặt giữa các bánh xe chủ động của một cầu nhằm bảo đảm cho các

bánh xe đó quay với vận tốc khác nhau khi xe vòng, hoặc chuyển động trên đườngkhông bằng phẳng, hoặc có sự khác nhau giữa bán kính lăn của hai bánh xe, đồngthời phân phối lại mômen xoắn cho hai nửa trục trong các trường hợp nêu trên

- Vi sai đặt giữa các cầu chủ động có công dụng phân phối mômen xoắn chocác cầu theo yêu cầu thiết kế nhằm nâng cao tính năng kéo của xe có nhiều cầu

vít, vi sai ma sát thủy lực, vi sai có hành trình không, vi sai có tỷ số truyền thay đổi

- Theo giá trị hệ số gài: Vi sai ma sát trong nhỏ, vi sai ma sát trong cao

1.2.4 Phân tích kết cấu vi sai

 Vỏ vi sai 1 gắn liền với bánh răng bị động 5 của truyền lực chính và luôn cóvận tốc góc như nhau Các bánh răng hành tinh 2 có trục được gắn trên vỏ 1

Số lượng bánh răng hành tinh tùy thuộc vào độ lớn cảu momen xoắn cầntruyền

 Các bánh răng hành tinh quay quanh trục của nó và luôn ăn khớp với cácbánh răng bán trục 3, đồng thời các bánh răng 2 quay cùng với vỏ 1

 Các bánh răng 3 nối với bán trục 4 bằng then hoa nên khi bánh răng 3 quay

sẽ làm cho các bánh xe quay theo

 Các bánh răng 2 có thể tham gia cùng lúc 2 chuyển động nên vi sai là cơ cấu

2 bậc tự do

bám giữa 2 bánh xe chủ động lớn thì ta có thể bố trí thêm cơ cấu khóa vi sai

 Khi khóa vi sai nó cho phép 1 bên bánh xe có thể quay bằng với tốc độ cùngvới tốc độ của bánh răng bị động truyền lực chính Và bánh xe còn lại thìđứng yên Từ đó cho phép ô tô có thể vượt qua được vùng trượt

Sơ đồ hóa Vi sai Cơ cấu khóa vi sai

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI

2.1.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH

2.1.1 Chọn vật liệu chế tạo :

Bánh răng trong truyền lực chính được chế tạo bằng thép hợp kim có thành phần các bon thấp hoặc trung bình như: 12XH3A; 15HM; 18XTT; 18XHMA; 20XHM; 35XHMA; 38XH3BA; 18X2H4BA;

Ở đây ta chọn: vật liệu chế tạo là thép 38XH3BA có:

[σ]tx = 2300 N/mm2

[σ]u = 900 N/mm2

‘

2.1.2 Lựa chọn tải trọng tính toán :

 Memax : mô men lớn nhất của động cơ

 ηtl: là hiệu suất truyền của hệ thống truyền lực ,tính từ động cơ đến bánh răng côn chủ động : η = η η η = 0,96 0,96 0,98 = 0,90tl lh hs cđ

 i1hs là tỉ số truyền ở tay số 1 của hộp số

2.1.2 Tính toán truyền lực chính loại côn xoắn :

a Chọn các thông số cơ bản của bánh răng :

1 Số răng của bánh chủ động Z và bánh răng bị động Z1 2

Căn cứ vào tỉ số truyền i ta có thể chọn số răng Z theo bảng kinh nghiệm 0 1

3 Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến : αn

- Đối với máy kéo, xe khách, xe tải α = 20n 0

4 Mô đun ở tiết diện mặt đầu :chọn m căn cứ theo M và loại xe , ta lấy theos tt

bảng sau

Đối với xe tải, xe khách , máy kéo :

h’’2 = h – h’ = 14,72– 2,92 = 11,8(mm)2

h , ,

γ 1= arctan

1

L

h , ,

24.Khoảng cách từ đỉnh đến mép ngoài vành răng :

H1= ( d1/2tan φ ) - h’ Sinφ = (72/ 2tan13,6) – 10,2.sin13,6 = 1 1 1

Hình 2.1Giả thiết điểm đặt lực nằm trên bán kính trung bình r chúng ta sẽ phân tích lực tươngtb

hỗ N giữa hai bánh răng thành 3 thành phần lực: Lực vòng P, lực dọc trục Q và lực hướng kính R(hình 2.1)

Trong mặt phẳng thẳng góc với đường trục xoắn của răng lực N phân tích thành 2lực P và P ( quan hệ hình học giữa chúng là góc ) Lực P lại phân tích thành 2 lực P1 2 α 1

và S, trong đó s theo phương đường sinh và P theo phương tiếp tuyến với đường trònlăn

( quan hệ hình học giữa chúng là góc )β

Chú thích:

α :là góc tạo bởi lực tương hỗ N và lực vòng P1

β: là góc tạo bới lực P và S

φ: là góc tạo bởi đường sinh răng và đường thẳng đi qua tâm bánh răng

Chúng ta có các lực S,P ,P với các giá trị như sau:2

S = P.tagβ

hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)

- Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuậnchiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động

là chiều trái như hình 2.1:

 L là đường sinh được tính toán theo công thức thực nghiệm 8 bảng 6.1 trang

99 sách kết cấu &tính toán ô tô

Memax i0 = 14√3

265.4 05 , = 143,3(mm) = 0,143(m)(3)

Bảng 6.2 trang 101 sách kết cấu & tính toán ô tô

-Dựa vào bảng 6.2 ta chọn giấu cho các biểu thức lực dọc trục và lực hướng kính (3)

&(4) như sau

=32 , 04(mm)

 r: Là bán kín côn chia tính từ mặt đáy lớn của hình côn chia (mm)

 b: Là chiều dài của răng theo đường sinh của côn(mm)

 K d: Hệ số tải trọng động được chọn theo kinh nghiệm nó có giá trị nằm trongkhoảng K đ = (1-1,5) Chọn K đ =1

Thay số liệu vào công thức :

tx= ¿ 0,418 7259 25.2 18 , ,

10 5

47 sin 20 cos 20

1 61

,32

1 +

Đối với truyền lực chính hiện nay chủ yếu là bố trí trục kiểu công son để giảm bớt độ công son tăng độ cứng vững cho trục ta chọn 2 ổ đỡ chặn có chiều nón hướng vào nhau

 K1 = (8 15) mm - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành÷

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 K2 = (5 15) mm - khoảng cách từ mặt mút ổ đến ổ đến thành trong÷

của hộp

 K3 = (10 20) mm – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ÷

 Lmkn : chiều dài moay ơ khớp nối, L = ( 1,2mkn ÷1,4)d1 (mm),

Tính momen uốn tổng M và momen tương đương M tại tiết diện mặt cát thứ ui tdi

i theo chiều dài trục:

L

Hình 2.3 biểu đồ tác dụng lên trục bánh răng chủ động

Từ đường kính d đã chọn sơ bộ theo bảng 10.5 tính toán dẫn động cơ khí ta chọn 1

[δ ] (N/mm )2

uyB uxB

tt uB

15,17,20,25,30,35,40,45,50,55,60

=>Chọn d = 60 (mm)A

2.2TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VI SAI

2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng vi sai :

Bánh răng trong truyền lực chính được chế tạo bằng thép hợp kim có thành phần các bon thấp hoặc trung bình như: 12XH3A; 15HM; 18XHMA; 20XHM; 35XHMA; 38XH3BA; 18X2H4BA;

Ở đây ta chọn: vật liệu chế tạo là thép 38XH3BA có:

σ b = 1150 N/mm2 σ ch = 800 N/mm2 HB = 269

Bánh răng sau khi chế tạo được xê măng tít hoá với độ sâu đật từ 0,9-1,8 mm và tôi trong dầu Sau đó đem ram, khi ram xong độ cứng của răng đạt được tới 65HRC, khi đó ứng suất tiếp xúc và ứng suất pháp tuyến cho phép là:

[σ tx]=2300 N/mm2 [ ]=900 N/mm2σ u

2.2.2 Xác định các thông số cơ bản của bánh răng vi sai :

Hình 2.4: Sơ đồ biểu diễn các thông số cơ bản của vi sai côn

1 Số lượng bánh răng hành tinh : q = 4

 i0 : tỉ số truyền của truyền lực chính

3 Xác định chiều dài đường sinh côn : chọn L căn cứ vào mô men xoắn cực đại trên bánh răng hành tinh ( theo đồ thị I-3 – Hướng dẫn thiết kế kết cấu tính

toán TLC-VS)

Hình 2.5 Đồ thị biểu diễn quan hệ của L theo Mht

Chia đường biểu diễn thành từng đoạn nhỏ coi là đoạn thẳng ta có quan

hệ giữa L và M như sau :ht

Chọn số răng của bánh răng hành tinh và bánh răng bán trục :

Căn cứ vào tỉ số truyền i ta có thể chọn số răng Z theo bảng kinh nghiệm sau: vs 1

4 Mô đun ở tiết diện mặt đầu :chọn m căn cứ theo mô men xoắn cực đại trên bánh răngs

hành tinh ( theo đồ thị I-4 – Hướng dẫn thiết kế kết cấu tính toán TLC-VS) và chọn mô đun theo tiêu chuẩn ta có bảng sau :

Z1

Chọn b = 47(mm)

6 Chọn góc xoắn : Răng thẳng nên β=0

7 Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng độ êm dịu ,ăn khớp không phải chủ yếu nên

hệ số chiều cao răng = 1f 0

s

1 1

24 khoảng cách từ đỉnh đến mép ngoài vành răng

H1= ( d1/2tan φ ) - h’ Sinφ = (120/ 2tan33,7) –13,4.sin33,71 1 1

= 82,53 mm

r tb- Bán kính vòng chia bánh răng hành tinh,(m)

2.2.4 Tính toán bền cho cặp bánh răng ăn khớp bộ vi sai

Tính toán bền theo ứng suất tiếp xúc:

tx=0,418 √ P E

( 1 + 1 )≤¿

0 c

os 20

2 1