thiết kế môn học kết cấu tính toán ô tô

Chức năng chủ yếu của truyền lực chính là đảm nhận một phần tỷ số truyền của HTTL, với công dụng truyền, biến đổi giảm tốc chuyển độngquay từ hộp số đến các bánh xe chủ động.. Các thông

Lời nói đầu Trong quá trình phát triển của nền kinh tế xã hội của nước ta hiện nay vớichủ trương “Công nghiệp hóa – hiện đại hóa” , nền công nghiệp ô tô là một nềnkinh tế mũi nhọn đang được nhà nước quan tâm, và tạo điều kiện phát triển Cùng với sự phát triển nhanh chóng của nền khoa học kĩ thuật nói chung , vàngành công nghiệp ô tô cũng phát triển mạnh mẽ và hoàn thiện dần cả về hìnhdáng lẫn kết cấu, tính công nghệ Nhiều cụm, nhiều bộ phận, chi tiết của ô tô đãđược cải tiến, thay thế bằng các vật liệu mới nhẹ và bền hơn đáp ứng nhu cầungày càng cao của con người và các ngành kinh tế khác.

Trong đề tài của mình, em được giao đi sâu vào tìm hiểu, thiết kế truyền lựcchính vi sai Chức năng chủ yếu của truyền lực chính là đảm nhận một phần tỷ

số truyền của HTTL, với công dụng truyền, biến đổi (giảm tốc) chuyển độngquay từ hộp số đến các bánh xe chủ động Còn chức năng của vi sai là nhằmđảm bảo các bánh xe chủ động có thể quay với các tốc độ khác nhau, truyền vàphân phối mô men từ truyền lực chính đến các bánh xe Nhờ có vi sai mà khi ô

tô quay vòng có thể chuyển động một cách mềm mại, tránh hiện tượng tuầnhoàn công suất… Truyền lực chính và vi sai có nhiều loại, mỗi loại có những ưunhược điểm riêng và kết cấu của nó tương đối phức tạp Việc tính toán là rất khókhăn, nhưng được sự hướng dẫn tận tình của Nguyễn Văn Bang và các thầy côtrong bộ môn cơ khí ô tô, thuộc khoa cơ khí trường đại học Giao Thông VậnTải đã giúp đỡ em rất nhiều để có thể hoàn thành được thiết kế này Song dotrình độ có hạn nên bản thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót, em rất mongđược sự chỉ bảo của các thầy cô

Em chân thành gửi lời cảm ơn đến các thầy cô

Sinh viên Tran dang khoa

A GIỚI THIỆU PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1.1 Các thông số đã cho

Phương án 3

Đường tâm các trục chủ động và bị động đặt lệch nhau một khoảng E, nên

tỉ số truyền và hệ số trùng khớp lớn hơn so với các cặp bánh răng côn kháccùng kích thước Đặc điểm này cho phép lựa chọn vị trí tối ưu của cầu xe vớiCácđăng nhằm hạ thấp chiều cao trọng tâm của ô tô, song vẫn giữ đượckhoảng sáng gầm xe yêu cầu (so với sử dụng các cặp bánh răng cô khác)

b Nhược điểm:

Bộ truyền hypoit chế tạo phức tạp, đòi hỏi độ chính xác lắp ghép cao, đặcbiệt là xuất hiện sự trượt lớn dọc theo bề mặt răng trong vùng ăn khớp và đòihỏi phải dùng dầu bôi trơn đặc biệt (dầu Hypoit)

Tuy vậy, do hạnh chế được tối đa độ ồn ở tốc độ cao nên cặp bộ truyềnhypoit được sử dụng ngày càng phổ biến trên ô tô hiện nay

B PHÂN TÍCH KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI:

Tỷ số truyền io của truyền lực chính được xác định nhờ tỷ số (n1/n2) giữa số vòngquay của bánh răng chủ động (n1) với bánh răng bị động của truyền lực chính(n2) Tỷ số truyền io thường có giá trị cố định và nằm trong khoảng 3 đến 12( một số ô tô chuyên dung có thể lớn hơn )

b Phân loại:

 Loại bánh răng nón răng thẳng

Loại này được ứng dụng phổ biến trên ôtô tải và trên ôtô buýt .Thongthường cặp bánh răng được bố trí dưới một góc 90, nhiều lúc nó được bố trídưới một góc khác 90

Loại này có nhược điểm là số răng nếu lấy ít hơn (8 - 9) răng thì bị cắt chân

răng,vì vậy muốn có tỉ số truyền lớn thì phải có kích thước của bánh răng bịđộng lớn ,nó làm cho kích thước cầu sau tăng lên làm cho tính năng thông quagiảm.Mặt khác khi truyền động ở tốc độ cao thường gây ồn.

 Loại bánh răng nón răng xoắn

Loại bánh răng nón răng xoắn thì số răng của bánh răng bị động có thể lấy

từ (6 - 7) răng ,nhưng vẫn đảm bảo được điều kiện ăn khớp và điều kiệnbền.Nhờ đó mà tăng được tỉ số truyền và giảm được kích thước của bộtryuền.Đồng thời TLC răng nón răng xoắn làm việc êm dịu ngay cả khi tốc độcao,vì vậy nó thường dùng cho động cơ cao tốc.Ngoài ra nó còn được chế tạođơn giản, vì nó có thể gia công trên máy cắt răng có công suất cao,nhưng nókhông đòi hỏi độ chính xác cao lắm.Nhược điểm của loại bộ truyền này khitruyền động thường sinh ra lực dọc trục lớn hướng của nó phụ thuộc vào chiềuquay của trục chủ động

+ So với loại truyền động bằng bánh răng nón ,khi có cùng tỉ số truyền vàcông suất truyền như nhau, thì đường kính trục của bánh răng chủ động lớn hơnkhoảng (20 - 25)%.Do đó độ cứng vững của truyền động hypôit sẽ lớn hơn,đồngthời nó truyền động bằng cặp bánh răng côn xoắn nên khi làm việc sẽ êm dịuhơn

+ Do có bề mặt tiếp xúc lớn nên áp lực tổng hợp giảm ,làm tăng độ bền làm

việc của răng.

- Nhược điểm :

+ Do có sự trượt tương đối theo cả chiều dài mặt cạnh của răng, nên muốngiảm độ mài mòn thì phải sử dụng loại dầu bôi trơn đặc biệt.Vận tốc trượt dàiđược tính theo công thức:

+ Truyền động Hipoit đòi hỏi phải lắp đặt chính xác và bánh răng chủ độngphải có điểm tựa vững chắc

+ Trong ôtô có ba cầu chủ động thì nó có khả năng truyền mômen lên cảhai cầu mà chỉ qua một trục

+ Khi đặt trục vít dưới bánh vít thì có thể hạ thấp được ttọng tâm của xe

- Nhược điểm :

+ có hiệu suất truyền thấp ,đòi hỏi độ chính xác lắp ráp cao.Nếu độ chínhxác lắp ráp càng thấp thì nó làm cho hiệu suất truyền càng thấp và trục vít càngchóng mòn

+ Chế tạo cặp bánh vít - trục vít khó khăn phức tạp

V d=V Sin( β1 −β2)

Cos β2

+ Nếu đặt trụcvít dưới bánh vít thì sẽ làm giảm khoảng sáng gầm xe ,vàlàm tăng góc lệch của trục các đăng Nhưng nếu đặt phía trên thì làm khó khăncho công tác bôi trơn

C THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI

Phần I : Xác định các thong số cơ bản của truyền lực chính – vi sai

+ Memax : Là mômen lớn nhất của động cơ : Memax = 8,9 (KG.m)

+ iihs : Là tỉ số truyền của hộp số tại tay số I : iihs = 3,75

+ tl : Hiệu suất truyền của hệ thống truyền lực ,tính từ động cơ đến bánhrăng côn chủ động : tl = lh hs cđ = 0,96 0,96 0,98 = 0,90

động lên TLC : tl = 0,95

Vậy:

M md=0,8 713 321,31 10−3

So sánh hai giá trị trên ta lấy mômen có giá trị nhỏ hơn để tính toán

2 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền lực chính.

2.1 Xác định số của mỗi bánh răng trong truyền lực chính.

Với bộ truyền bánh răng nón hypốit - đơn có tỉ số truyền i0= 4,30 Theo kinhnghiệm ta chọn số răng của bánh răng chủ động trong bảng (6-2T99.KCTT): Z1 = 9

Vậy số răng của cặp bánh răng bị động Z2 :

Theo tiêu chuẩn ta chọn ms = 2,5 (mm)

2.4 Xác định bán kính trung bình của các bánh răng :

Trong đó : E : Là khoảng cách dịch chuyển trục của bánh răng chủ động so vớibánh răng bị động :

2.5 Góc côn ban đầu của bánh răng bị động

Trong đó :  Là góc truyền giữa hai bánh răng  = 900

cotg φ2= cos δ+ Z1/Z2

sin δ√1−0,9 K E2=

cos 90+9/39 sin 90√1−0,9 0,412=0,25

2.7 Góc giữa đường trung bình khi thiết kế của trục bánh răng bị động.

2.8 Góc côn ban đầu của bánh răng côn chủ động.

sin φ1=sin δ cosε cos φ2−cos δ sin φ2

¿ sin 90 cos 22,426 cos75,96−cos90 sin75,96=0,2243

2.11 Kiểm tra hệ số tăng kích thước.

K= L1

L2=

65,2

50,25=1,298

Sai lệch với chọn ban đầu chỉ 1% nên ta chọn k = 1,3

2.12 Hiệu số góc xoắn giữa góc côn của bánh răng chủ động và bánh răng

3 Tính toán những thông số hình học của bánh răng hypốit.

3.1 Hệ số chiều cao châncủa bánh răng bị động.

fđ2 = 0,8(1- )

Trong đó :  là hệ số điều chỉnh trong tiết diện pháp tuyến đối với truyềnlực chính loại đơn =0,5-0,6 chọn =0,6

- Với nlà góc ăn khớp tiết diện pháp tuyến, trong ô tô con đẻ tăng chiều dài

ăn khớp và tăng độ êm dịu khi lằm việc thì n 16 ,14 ,17 30o o o chọn n 16o

Trong đó L2 Là đường sinh của mặt nón bánh răng bị động

tg γ2= 0,5 4,462

cos 221,08 tg16(50,251 −

sin 21,08 66,4 )=0,1294⇒γ2=7,375o

3.5 Góc đầu răng của bánh răng bị động.

3.8 Góc côn phụ của bánh răng bị động.

3.11 Chiều cao chân răng và đầu răng của bánh răng bị động tại điểm

giữa của răng.

3.13 Đường kính ngoài của bánh răng bị động.

De2 = 2.(Le2.sin2 + hd2cos2) = 2.(59,044.sin75,960 + 0,98cos75,960)

= 115,04 (mm)

3.14 Khoảng cách mặt đầu đến đường kính trung bình của nó

Giá trị của nó chọn theo kết cấu E2 = 22,45 (mm)

3.15 Khoảng cách đỉnh răng của bánh răng bị ở đường kính ngoài từ mặt

đầu cơ sở của nó.

B'2 = E2 - 0,5.b2cos2 + hd2.sin2

= 22,45 - 0,5.17,588.cos75,960 + 0,98.sin75,960

= 21,27 (mm).

3.16 Chiều rộng của bánh răng bị động.

B2 = E2 + 0,5.b2cos2 + hd2.sin2 Li2/Le2

3.27 Khoảng cách đỉnh răng của bánh răng chủ động tính từ đường kính

ngoài của mặt đầu cơ sở.

3.30 Khoảng cách đỉnh của vòng côn ban đầu bánh chủ động theo mặt

đầu cơ sở của nó.

A1'

=r1 c o tg φ1+E1=14,625 cotg12,959+22,45=86(mm)

3.31 Khoảng cách mặt đầu cơ sở của bánh răng bị động theo trục của

răng.

A2 = C2 + E2 =14,56 +22,45= 37,01 (mm).

3.32 Khoảng cách mặt đầu cơ sở của bánh răng chủ động theo trục của

răng.

A1 = C1 + E1 = 45,06 + 22,45 = 67,51 (mm).

3.33 Khoảng cách đỉnh của hình côn ban đầu của bánh bị động tính từ

tâm trục của bánh răng.

A = A2 - A'2 = 37,01 – 34,64 = 2,37 (mm)

3.34 Chiều dày răng tại tiết diện trung bình đối với thước đo răng.

+ Đối với bánh răng bị động:

M VS=M emax .i h 1 i o .η H=8,9.3,75 4,3 0,89=127,73(KGm)

- Số lượng bánh răng hành tinh q=4; tỉ số truyền i=1,5

- Ta có L=50(mm); m  s 5 tra theo hình I-3 và bảng I-1

1,5.14 16

5.11 55; 5.16 80( ) 16

1, 45 11

s

L Z

4 Chọn hệ số chiều cao răng và khe hở hướng kính:

+) Hệ số chiều cao răng: f 0 1, 0

10.Số răng của bánh răng phẳng: Z c Z2 / sin  2  16 / 0,8211 19, 462 

11.Chiều dài đường sinh hình côn chia: L Z m c. s/ 2 48,656( mm)

12.Chiều cao làm việc của răng:h1  2 .f m o s  10,00

1

"

' 2

L h ctg

o e

o i

xa về phía tay trái)

* Tính lực tác dụng lên bánh răng:

cos44,13(tg 16 sin 12,959+ sin 44,13 cos 12,959)=2125,66 ( KG)

- Đôi với bánh răng bị động:

cos44,13(tg 16 sin 75,96+sin 21,08.cos 75,96 )=1045,68( KG )

2 Tính toán bền của bánh răng theo sức bền uốn và tiếp xúc.

Z qd 1= Z2

cos3β2 cos φ2=

39 cos321,08 cos75,96=197,89

Vậy hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động có giá trị như sau:

Tra theo bảng 42-T67 ta có : + y1 = 0,339

+ y2 = 0,352

+ts : Bước răng mặt bên tính từ đáy lớn của hình côn chia

tsi = ( π.Dei )/Zi  ts1 = (3,14.42,6)/9 = 14,86(mm)

ts2 = (3,14.115,04)/39 = 9,26 (mm)

+ ri : Bán kính hình côn chia tính từ mặt đáy lớn của hình côn chia r1 = 14,625 (mm)

[u] = (700  800) (KG/ mm2)

[tx] = 1000 (KG/ mm2)

So sánh với hai giá trị tính toán trên nó thoả mãn điều kiện bền uốn của răng

2.2 Kiểm tra bền theo điều kiện bền tiếp xúc.

Theo biểu thức :

Trong đó :

+P : Là lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình

+rtd :là bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bánh răng bị độnggiá trị của nó được tính như sau:

σ tx 2=0,418√ 536,48 2 106

17,588 sin 16 cos16(28,391 +

1 55,99)=1461,34 (KG

25310 49292,5

I I

II II





- Trong đó:   là ứng suất cho phép   8(KG mm/ 2)

M momen tương đương

- Tại tiết diên I-I ta có:

+ Lực chiều trục tác dụng lên bánh răng côn xoắn:Q1 =−1757,66 (KG)

+ Nhiệt độ làm việc dưới 100o

C

+ Do trục chịu lực dọc trục nên chọn ổ bi đũa côn

+ Với d I−I=35 (mm)chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7307 có:d=35(mm);D=80(mm);D1=65,5 mm; d1=56,3 mm; B=21(mm); C1=18 mm; T=22,75(mm);r=2,5(mm); r1=0,8 (mm)

+) Với dII-II=45 mm chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7309 có: d=45(mm);D=100(mm); D1=83,5 (mm) ; d1=70,5(mm); B=25(mm) ;C1=22(mm);T=27,25(mm); r=2,5(mm); r1=0,8 (mm)

- Ta có sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng như sau:

Tài Liệu Tham Khảo

1 Kết cấu tính toán ô tô( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải)

2 Hướng dẫn thiết kế cầu chủ động( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải)

Mục lục

Lời nói đầu 1

A GIỚI THIỆU PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 2

B PHÂN TÍCH KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI 3

C THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI 6

Phần I : Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính – vi sai 6

I Truyền lực chính 6

1 Chọn chế độ tải trọng tính toán 6

2 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền lực chính 7

3 Tính toán những thông số hình học của bánh răng Hypoit 11

II Vi sai 16

Phần II : Tính toán bền 18

1 Xác định lực tác dụng lên bánh răng 18

2 Tính toán bề các bánh răng theo sức bền uốn và tiếp xúc 20

Phần III : Tính trục 23

Phần IV : Chọn ổ lăn 26