tkmh thiết kế hộp số 2 troc 4 số cho xe con

Thiết kế môn học Kết cấu- tính toán ô tô Thiết kế: Hộp số Phơng án 1 Số liệu : Loại : ô tô con Loại hộp số : 02 trục Bánh xe : 6.15 13 M emax = 7.6 (kGm) G a = 1160(kG) N emax = 41 (ml) Số tay số : 04 Tỷ số truyền : i 1 = 3.8 i 3 = 1.4 i 2 = 3.12 i 4 = 0.96 i 0 = 4.125 i l = 4.16 I. Chọn sơ đồ hộp số thiết kế Ký hiệu các cặp bánh răng : 1 o o o o o o o o R I II 1 I 234 - Cặp bánh răng cài số 1 : Bánh chủ động : 1 Bánh bị động : 1 - Cặp bánh răng cài số 2 : 2 và 2 - Cặp bánh răng cài số 3 : 3 và 3 - Cặp bánh răng cài số 4 : 4 và 4 II. Thiết kế hộp số. 1. Xác định khoảng cách giữa hai trục Khoảng cách trục A đợc xác định theo biểu thức : 3 max . M e cA = C= 14.5 ữ 16.0 Hệ số kinh nghiệm (đối với ô tô con) Chọn C=16.0. M emax - Mô men cực đại của động cơ (Nm) M emax = 7.6 kGm = 76 Nm Ta có : 0.6876.0.16 3 ==A (mm) 2. Chọn mô đun bánh răng m Đợc xác định theo công thức kinh nghiệm m = (0.032 ữ 0.04).A = (0.032 ữ 0.04).68 = (2.176 ữ 2.72) Chọn m= 2.5 (mm) 3. Chọn sơ bộ góc nghiêng của tất cả các bánh răng = 1 = 2 = 3 = 4 = 30 0 ữ 50 0 (Đối với ô tô con) Chọn = 30 0 => Cos =0.866. 4. Xác định số răng các bánh. Đối với hộp số 2 trục : 2 )1( cos.2 im Z hin i i A + = Z i = Z i .i hi Trong đó : m n : Mô đun pháp tuyến của răng. i : Góc nghiêng của răng ở số thứ i i hi : Tỷ số truyền ở số thứ i Thay số ta lập đợc bảng sau : Cặp 1 2 3 4 Z 10 11 20 24 Z 37 36 27 23 - Tính loại tỷ số truyền : 'Z Z i = Ta có : i 1 = 3.7 i 3 = 1,35 i 2 = 3.27 i 4 = 0.958 5. Tính lại chính xác khoảng cách truc A. Sử dụng công thức: Cos ZZ m A ii n i 2 )( ' + = Ta đều có : A 1 = A 2 = A 3 = A 4 = A = 68 (mm) Do đó không cần tiến hành dịch chỉnh bánh răng. 3 6. Thông số của bánh răng m n = 2.5 mm t s = 9.06 = 30 0 t n = 7.85 m s = 2.88 = 20 0 Z 1 = 20 d 1 = 29 mm D c1 = 22 mm D d1 = 34 mm b = 30 mm Z 1 = 37 d 1 = 106 mm D c1 = 100 mm D d2 = 111 mm b = 30 mm Z 2 = 11 d 2 = 32 mm D c2 = 25 mm D d2 = 27 mm b = 30 mm Z 2 = 36 d 2 = 104 mm D c2 = 97 mm D d2 = 109 mm b = 30 mm Z 3 = 20 d 3 = 58 mm D c3 = 51 mm D d3 = 63 mm b = 30 mm Z 3 = 27 d 3 = 78 mm D c3 = 72 mm D d3 = 83 mm b = 30 mm Z 4 = 24 d 4 = 69 mm D c4 = 63 mm D d4 = 74 mm b = 30 mm Z 4 = 23 d 4 = 66 mm D c4 = 60 mm D d4 = 71 mm b = 30 mm III. Tính toán sức bền. 1. Chế độ tải trọng tính toán. a. Mô men truyển từ động cơ : M emax = 76 Nm. b. Mô men theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến : ii r G M h bx 10 max max . = 4 Trong ®ã : ϕ max : HÖ sè b¸m cùc ®¹i. Chän ϕ max = 0,8 G ϕ : Träng lîng b¸m. Xe 4x4 => G ϕ = 1160 kG B¸nh xe : 6.15 ÷ 13 2994.25). 2 12 15.6(93.0 =+= r bx (mm) Ta cã : 7,17 8,3.125,4 299.1160.8,0 max == M ϕ (kGm) Ta thÊy : ϕ max > M emax Chän M T =M 4 t4 =73 (Nm) 2. Lùc t¸c dông lªn c¸c b¸nh r¨ng - Lùc vßng : m M n T Z P . cos 2 β = - Lùc híng kÝnh : β α tg tg P P r .= - Lùc däc trôc: β tgP p a .= 5 Ta tìm đợc bảng số liệu sau: P 1 = 505.7 kG P r1 = 318.8 kG P a1 = 252 kG P 2 = 459.7 kG P r2 = 289.6 kG P a2 = 265.3 kG P 3 = 252.8 kG P r3 = 159.3 kG P a3 = 146 kG P 4 = 210.7 kG P r4 = 132.7 kG P a4 = 121.8 kG 3. Tính bền bánh răng a. Tính sức bền uốn. Công thức : km kkkkk yb P ntb gcTPcmsdu = Điều kiện : [ ] u u [ ] = 1500 3500 u Trong đó : b : Chiều rộng làm việc của bánh răng. y : Hệ số dạng răng. k d : Hệ số tải trọng động k d =1.5 ữ 2.0 Chọn k d = 1.7 k ms : Hệ số tính đến ma sát. Bánh chủ động k ms = 1.1 Bánh bị động k ms = 0.9 k c : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phơng pháp lắp bánh răng trên trục. Chọn k c = 1. k TP : Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bớc răng khi gia công gây nên. 6 kG/cm 2 đối với số I và số II kG/cm 2 đối với số III và số IV k TP số thấp =1.1 đối với số I và số II. k TP số cao =1.3 đối với số III và số IV. k : Hệ số tính đến ảnh hởng của độ trùng khớp hớng chiếu trục đối với độ bền của răng. Chọn k = 1.5 K gc : Hệ số tính đến ứng xuất tập trung ở các góc lợn của răng do các phơng pháp gia công gây nên. Với các góc lợn đợc mài, k gc = 1. Tra bảng ta có hệ số dạng răng của các bánh răng nh sau : Bánh răng Z Z tđ y 1 10 15 0.105 2 11 17 0.117 3 20 13 0.098 4 24 37 60.146 1 37 57 0.154 2 36 55 0.152 3 27 42 0.148 4 23 35 0.144 Cặp bánh răng cài số 1 - Bánh 1: b = 30 mm = 3 em m = 2.5 mm = 0.25 cm y = 0.105 k đ = 1.7 kms = 1.1 kc = 1 k TP = 1.1 k = 1.5 7 k gc = 1 => 2804 5,1.105,0.25,0.14,3.3 7,505 .1,1.1,1.7,1 1 == u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 1 = 3500 kG/cm 2 - Bánh 1: 1912 5,1.154,0.25,0.14,3.3 7,505 .1,1.1,1.7,1 1' == u kG/cm 2 < [ ] u Cặp bánh răng số 2 : - Bánh 2: 2288 117,0.5,1.25,0.14,3.3 7,459 .1,1.1,1.7,1 2 == u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 2 = 3500 kG/cm 2 - Bánh 2 1761 152,0.5,1.25,0.14,3.3 7,459 .1,1.1,1.7,1 2' == u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 2' Cặp bánh răng cài số 3 : - Bánh 3 : 1502 098,0.5,1.25,0.14,3.3 8,525 .1,1.1,1.7,1 3 == u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 3 - Bánh 3: 995 3' = u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 3' Cặp bánh răng cài số 4: 8 - Bánh 4: 840 146,0.5,1.25,0.14,3.3 7,210 .9,0.3,1.7,1 4 == u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 4 - Bánh 4: 852 4' = u kG/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] u u 4' b. Tính sức bền tiếp xúc áp dụng công thức : ) 11 ( cos.sin'. . cos.148,0 21 rr b EP tx += Trong đó : E : Sức bền đàn hồi. CHọn E= 2,1 kG/cm 2 r 1 ,r 2 : Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bị động : Góc ăn khớp. Lấy = 20 0 . : Góc nghiêng của răng. Lấy = 30 0 . b : Chiều dài tiếp xúc của răng. 6,34 866,0 30 cos ' === b b (mm) Điều kiện : [ ] tx tx = 12000 gK/cm 2 Cặp bánh răng cài số 1: 9 5,10) 6,10 2 5,2 2 ( 32,0.46,3 1,2.7,505 .866,0.418,0 '11 =+= tx gK/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] tx tx '11 Cặp bánh răng cài số 2: 66,9) 4,10 2 2,3 2 ( 32,0.46,3 1,2.7,459 .866,0.418,0 '22 =+= tx gK/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] tx tx '22 Cặp bánh răng cài số 3: 15,6) 8,7 2 8,5 2 ( 32,0.91,3 1,2.8,252 .866,0.418,0 '33 =+= tx gK/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] tx tx '33 Cặp bánh răng cài số 4: 57,5) 6,6 2 9,6 2 ( 32,0.91,3 1,2.7,210 .866,0.418,0 '44 =+= tx gK/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] tx tx '44 10 [...]... gối khi cài từng tay số Có 1 -2- 3 -4 lần lợt là vị trí các bánh răng 1 -2- 3 -4 trên trục sơ cấp và thứ cấp 11 A o o 38 53 o 25 42 Khi cài số 4 : P4 = 21 0,7 kG Pr4 = 133,7 kG Pa4 = 121 ,8 kG m AY =0 YB .25 0 Pr4.38 = 0 YB = 20 , 32 (kG) Y = 0 Pr4 = YA + YB YA = Pr4 YB = 113,37 (kG) m AY =0 XB .25 0 P4.38 = 0 XB = 32, 02 (kG) X = 0 P4 - XA - XB = 0 XA = P4 - XB =178,67 (kG) 12 B o 92 .. .4 Tính toán trục hộp số Y a Sơ đồ phân tích lực Z X YB YB XB Pr1 A C Xc P2 I P1 Pa1 XB B Pa2 D II Pr2 Yc Xc Yc l b Chọn sơ bộ kích thớc các trục Trục sơ cấp I: d = 10,6.3 M (mm) Với Memax = 76 Nm d1 = 45 (mm) l1 = d1/0,18 = 45 /0,18 =25 0 (mm) Trục thứ cấp : d2 = 0 ,45 .A = 0 ,45 .68 = 30,6 (mm) 1 e max Lấy l2 = 25 0 (mm) c Tính phản lực lên các gối Với sơ đồ . 1: 9 5,10) 6,10 2 5 ,2 2 ( 32, 0 .46 ,3 1 ,2. 7,505 .866,0 .41 8,0 '11 =+= tx gK/cm 2 Thoả mãn điều kiện : [ ] tx tx '11 Cặp bánh răng cài số 2: 66,9) 4, 10 2 2,3 2 ( 32, 0 .46 ,3 1 ,2. 7 ,45 9 .866,0 .41 8,0 &apos ;22 =+= tx . bảng ta có hệ số dạng răng của các bánh răng nh sau : Bánh răng Z Z tđ y 1 10 15 0.105 2 11 17 0.117 3 20 13 0.098 4 24 37 60. 146 1 37 57 0.1 54 2 36 55 0.1 52 3 27 42 0. 148 4 23 35 0. 144 Cặp bánh. (ml) Số tay số : 04 Tỷ số truyền : i 1 = 3.8 i 3 = 1 .4 i 2 = 3. 12 i 4 = 0.96 i 0 = 4. 125 i l = 4. 16 I. Chọn sơ đồ hộp số thiết kế Ký hiệu các cặp bánh răng : 1 o o o o o o o o R I II 1 I 23 4 -