Thiết kế môn học Thiết kế tính toán truyền lực vi sai ôtô tải với thông số đã cho

Thiết kế môn họcThiết kế tính toán truyền lực chính vi sai ôtô tải với các thông số đã cho cho I.. Thiết kế cặp bánh răng nón của truyền lực chính: 1.. Môn học kết cấu và tính toán ô tô

Thiết kế môn học

Thiết kế tính toán truyền lực chính vi sai ôtô tải với các thông số đã cho cho

I Thiết kế cặp bánh răng nón của truyền lực chính:

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép hợp kim 12XHM, độ cứng 60 HRC

ứng suất uốn và xoắn cho phép là:

u ( 700  900 )N/mm2

   ( 1500  2500 )N/mm2

1

2

b

L

r tb

1

2

b

L

r tb

2 Chọn tỷ số truyền i1=2.

Với tỷ số truyền i1=2 ta chọn số răng của bánh nhỏ là Z1=15 suy ra số răng bánh lớn là Z2=i1Z1=30

3 Tính toán các thông số bộ truyền:

1)Chiều dài nón tính theo công thức kính nghiệm:

L=143 M em i 14 3 410 2 131mm

1

2) Mô đun mặt mút lớn:

mm Z

Z

L

30 15

131 2 2

2 2 2

2

2 1









3) Bán kình vòng tròn chia:

mm Z

m

2

1 2

1

1

4) Góc mặt nón lăn(mặt nón chia)

tg1=(1/ii1)=(1/i2)=0,5 suy ra 1=270 2=90-27=630

5) Chiều cao răng:

chiều cao đầu răng h’=ms=8mm

chiều cao chân răng h”=1,25ms=10mm

6) Bề rộng răng:

b=0,3L=0,3.131=39,3 chọn b=40mm 7) bán kính đờng tròn trung bình:

Tính toán kiểm tra:

Lực tác dụng t ơng hỗ giữa hai bánh răng phân thành 3 thành phần:

Lực vòng:

2

tb

tt r

M

P 

Lực hớng tâm: Pr=Ptgsin

Lực dọc trục: Pr=Ptgcos

Với : là góc ăn khớp giữa 2 bánh răng ( =200)

Mt t: là mô men tính toán đ ợc chọn theo giá trị bé hơn của hai cách tính

mm Z

m

2

1 2

1

2

Tính theo động cơ:

ih 1: tỷ số truyền ở tay số 1

: Hiệu suất truyền động chung của cả hệ thống chọn =0,8

Suy ra: Mt t=0,8.410.7,44=2287(Nm)

Tính theo điều kiện bám của bánh xe với đ ờng

Mt t=rb xG

: hệ số bám của bánh xe với mặt đ ờng =0,3

G: trọng lợng bám G=R R: phản lực của mặt đ ờng lên bánh xe R=(Ga 1+Ga 2)/i2

rb x: là bán kính bánh xe Suy ra: M tt 20 ) 25 , 4 6895N

2

1 9 ( 3 , 0 ).

69500 25750

( 2

1







So sánh hai giá trị tính toán nh trên ta lấy Mt t=2287(Nm) để tính

toán:

Lực vòng tác dụng lên bánh bị dẫn P 23109N

10 99

2287

3

 Lực dọc trục Pa 2=23109tg200.cos630=2247(N) Lực hớng tâm Pr 2=23109tg200.sin630=7494(N) Các lực tác dụng lên bánh dẫn có độ lớn bằng độ lớn các lực đã

tính và có chiều ng ợc lại

Ta có: P1=P2;Pr 1=Pa 2;Pa 1=Pr 2

 kiểm tra bền theo ứng suất tiếp xúc:

] [ sin ) 5 , 0 (

) 1 (

2 1

tx tx

i b l

i b

PE













2

/ 166 51 , 0 8 40 85 , 0

23109

85 ,

P

u



2 2

0

2 0

5

/ 1140 60

19 ] [ /

2 975 20

sin 2 ) 40 5 , 0 131 (

) 1 2 ( 20

cos 40

10 15 , 2 23109

mm N mm







với y: là hệ số dạng răng với Z2=50y=0,51

Đối với bánh răng nhỏ tính t ơng tự với hệ số dạngrăng

y1=0,49  = 178N/imm2<[  ]u

II Tính toán trục của truyền lực chính

Đờng kính trục tính sơ bộ tính theo điều kiện xoắn

mm

M

1600 2 , 0

10 2287 ]

[ 2 , 0

3







([] ứng suất xoắn cho phép của vật liệu chọn [ ]=1600n/imm2)

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 (bi nón) có chiều nón h ớng về bánh răng Sơ đồ trục nh hình vẽ

Các kích thớc L;l’;l+a đợc tính chọn theo giáo trình CTM

L=50mm, l’=2,5d=100mm l+a=12+12=24mm Tính các phản lực của các gối:

Trong mặt phẳng (zox):

mB=0  Rz A.100+42.Pr 1-50.Pa 1=0

Rz A=(50.7494-42.2247)/i100=2803(N)

Rz B=Pr 1-Rz A=-556(N) Trong mặt phẳng (xoy):

mA=0  -Ry B.100+P(42+100)=0

Ry B=142.23109/i100=32815(N)

l '

Ry A=P-Ry B=-9740(N)

Từ đó ta vẽ đợc các biểu đồ mô men uốn và xoắn trục theo các phơng:

Tại mặt cắt nguy hiểm gối B:

) ( 1010250 970578

2

M

ứng suất tơng đơng kể cả xoắn:

Đờng kính trục đợc xác định theo công thức:

mm

M

100 1 , 0

1421936 ]

.[

1 ,



Đờng kính trục truyến lực chính là d=58mm

III Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng

Mô men xoắn ở trục chủ động Mx=2310900Nmm

Tỷ số truyền của cặp bánh răng i2=3.165

Khoảng cách giữa hai trục:

Mx

Muz

Muu (N.mm)

P

Pa

Pr

z

x y

Biểu đồ mô men tác dụng lên trục

) ( 1421936 1155450

75 , 0 1010250 75

,

2

Nmm M

M

 i (

A 2 6 x 2

tx

2

i 10 55 , 9

k M ]

[

10 05 , 1

















k: hệ số tải trọng k=1,5 []t x: ứng suất tiếp xúc cho phép

A hệ số bề rộng A =0,4

Từ đó ta tính đợc khoảng cách trục A:

1 165 , 3 (

4 , 0 165 , 3 10 55 , 9

5 , 1 2310900 1140

10 05 , 1

6

2 2









=260,2m m

chọn A=262mm

Bề rộng bánh răng b= A.A=0,4.262=104.8mm lấy b=15mm

Đờng kính vòng tròn lăn bánh răng nhỏ 126 mm

1 i

A 2





Đờng kính vòng tròn lăn bánh răng lớn d2=2A-d1=398mm

mô đun răng m=(0,01 0,02)Am=(2,625,14)mm chọn m=4mm tổng số răng 2 bánh 131 mm

m

A 2 Z

1 165 , 3

131 1

i

Z









số răng bánh răng lớn: Z2=96

Kiểm nghiệm sức bền uốn và sức bền tiếp xúc của cặp bánh răng:

bZ ym

M K 2 Zb

ym

KN 10 1 , 19

2 x 2

6



với y: là hệ số dạng răng Z1=32 y1=0,452

Z2=96 y2=0,512 ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ

2 u

2 2

105 32 4 452 , 0

2310900

5 , 1 2













2 u

2 2

105 32 4 512 , 0

2310900

5 , 1 2













Kiểm tra ứng suất theo điều kiện tiếp xúc(kiểm tra đối với bánh răng lớn)

b 10 55 , 9

iM ) 1 i ( Ai

10 05 , 1 bn

KN ) 1 i ( Ai

10 05 , 1

6 x 3 6

2

3 6

tx











Thay số:

6

3 6

mm /i N 1126 105

10 55 , 9

2310900

5 , 1 ) 1 165 , 3 ( 165

,

3

.

262

10

.

05

,

1





<[]t x=114o

Nh vậy cặp bánh răng thoả mãn cả điều kiện tiếp xúc và điều kiện uốn

Các thông số của cặp bánh răng trụ:

Số răng Z1=32 Z2=96

Chiều dài răng b=105(mm)

Góc ăn khớp =200

Đờng kính vòng tròn chia(đ ờng tròn chia) d1=126mm;

d2=398(mm)

Khoảng cách trục A=262mm

Đờng kính đỉnh răng De 1=126+2.4=134(mm)

De 2=398+2.4=406(mm)

Đờng kính vòng chân Di 1=126-2,5.4=116(mm)

Di 2=398-2,5.4=388(mm) Các lực tác dụng

63

2310900 r

M P P

1

x 2

1    

Lực hớng tâm: Pr=P.tg200=18340.tg200=6675(N)

IV Thiết kế vi sai đối xứng:

Các thông số của cặp bánh răng nón hành tinh-nửa trục

Chiều dài nón tính nh TLC: Ln=136(mm)

Chọn nón răng thẳng ; góc ăn khớp =200

Chiều dài răng: b=0,4Ln=0,4.136=54,4(mm) chọn b=56mm

Mô đun của bánh răng vi sai:

mn=

y ) 1 ( qL Z

M ) 1 k ( 3

3 n n

0













 ứng suất cho phép =100N/imm2

K hệ số hãm vi sai K=0,2

Mô men trên vỏ vi sai Mo=Me m a xih 1.i0.

M0=410.7,44.6,33.0,8=14481774(Nmm)

Zn số răng của bánh răng nửa trục chọn Zn=50

q:số bánh răng hành tinh

049 6 , 0 136 4 50 100

14481774 ).

2 , 0 1 ( 3







chọn mn=5mm

Đờng kính vòng chia của bánh răng nửa trục là:

d2= mn.Zn=250mm

Đờng kính vòng chia của bánh răng hành tinh d1=60mm

Các lực tác dụng lên 2 bánh răng:

Lực vòng : khi xe chuyển động thẳng(không quay vòng) thì các bánh răng ăn khớp trong vi sai chịu lực vòng cực đại:

2

0 max k

qd

M

Mo: mô men trên vỏ vi sai q: số bánh răng hành tinh

d2: đờng kính vòng tròn chia của bánh răng nửa trục

N 14482 250

4

14481774

Trờng hợp hãm vi sai bán trục sẽ truyền toàn bộ mô men nên:

N 28964 qr

M P

2

0 max

k  

Khi tính toán sức bền cặp bánh răng ăn khớp ta phải lấy giá trị

Pr=Ptgcos=28964.0,364.0,97=10226(N)

Pa=Ptgsin=28964.0,364.0,23=2461(N) Kiểm tra sức bền của bánh răng vi sai

Kiểm tra theo sức bền uốn răng:

2 1

2 2 1

1 max e

) sin r 2

b 1 ( bt r

h i M 24









h: chiÒu cao r¨ng h=1,25mn=1,25.5=6,25mm

t: bíc r¨ng t=.mn=5.3,14=15,7mm

r1: b¸n kÝnh vßng trßn l¨n r1=30mm

b: bÒ réng b¸nh r¨ng b=56mm

2 2

2 2

2

3

mm /i N 100 ] [ ) mm /i N ( 47 ) 5 , 13 sin 60

56 1 ( 7 , 15 56 30

10 25 , 6 44 , 7 410 24















Theo øng suÊt tiÕp xóc

) 1 1 ( cos b

PE 418 , 0

2

1 









1=r1sin=4,7(mm)

2=r2sin=58(mm)

2 5

mm /i N 2413 )

7 , 4

1 3 , 58

1 ( 5 , 13 cos 56

10 15 , 2 28964 418

,





<[]d=(15002500)N/imm2

TÝnh trôc cña b¸nh r¨ng hµnh tinh :

Trôc cña b¸nh r¨ng hµnh tÝnh theo ®iÒu kiÖn chÌn dËp;

] [ hq ' r

M d

] [ hq d ' r

1 d 1

0















(d1 diÖn tÝch tiÕt diÖn dËp )

r’=c+l+h/i2=4+56+20/i2=70mm

[]d øng suÊt dËp cho phÐp [ ]d=60N/imm2

mm 43 60 4 20 70

1448774



Theo ®iÒu kiÖn c¾t

] [ q ' r

M 4 d

] [ q d ' r

1 1

0

















6 , 28 80 4 70

14481774

4



so sánh hai điều kiện trên ta chọn d1=44mm

Phần I

Mở đầu

ÔTô máy kéo đ ợc sử dụng nhiều trong nền kinh tế quốc dân, chúng là những

Phơng tiện không thể tách rời cuộc sống của chúng ta Nghành ô tô máy kéochiếm một vị trí hết sức quan trọng đối với

sự phát triển của các nghành khác trong nền kinh tế quốc dân Sự phát triển của nghành ô tô máy kéo không tách rời với sự phát

triển của lý thuyết Kết cấu và tính toán ô tô máy kéo vì đó là cơ

sở để thiết kế, chế tạo ô tô máy kéo Môn học kết cấu và tính toán ô tô máy kéo là môn học gắn liền với nghành cơ khí GTVT

đặc biệt là nghành Cơ khí ô tô và nghành Cơ giới hoá XDGT Trong nội dung môn học này thiết kế môn học là một phần quan trọng của môn học Qua đó giúp cho sinh viên củng cố , đi sâu vào nội dung môn học phục vụ tốt cho những môn học chuyên nghành khác

Tài liệu tham khảo

1 Nguyễn hữu cẩn – Phan đình kiên Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo (NXB ĐH và THCN Hà Nội -1984)

2 Dơng đình Khuyến (Bộ môn Ô tô máy kéo - ĐH BK)

Hớng dẫn thiết kế tính toán truyền lực cầu chủ động

3 Nguyễn trọng Hiệp – Nguyễn văn Lẫm Thiết kế chi tiết máy ( NXBGD)

4.Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo ( ĐH GT Sắt – Bộ)

Phần II Kết cấu của truyền lực chính vi sai

Kết của của truyền lực chính ôtô có rất nhiều loại, tuỳ vào

điều kiện làm việc với tải trọng nhỏ hay lớn, tỷ số truyền lớn hay

bé mà có các kết cấu phù hợp Ví dụ đối với ôtô tải, ôtô buýt thì kết cấu truyền lực chính là cặp bánh răng nón răng thẳng là chủ yếu Hiện nay đối với ôtô con thì truyền lực chính của nó chủ

yếu là truyền động hypốit tuy vậy đối với ôtô tải loại trung bình và loại lớn thì truyền lực chính kép đ ợc ứng dụng nhiều hơn cả, nó phù hợp với tỷ số truyền lớn và khoảng cách vỏ vi sai tới mặt đờng nhỏ Truyền lực chính loại kép này gồm hai cặp bánh răng: một cặp bánh răng nón một cặp bánh răng trụ Có hai ph ơng

án đặt bánh răng Ph ơng án một là cặp bánh răng nón và vi sai đặt ngay sau hộp số hay giữa cầu, bánh răng trụ đặt trên nửa trục Ph

-ơng án hai là hai cặp bánh răng cùng đặt trong một vỏ và vi sai

đặt sau cặp thứ hai, ph ơng pháp này hiện nay rất phổ biến Trong cả hai phơng án trên thì kích th ớc của kết cấu đều lớn cồng kềnh,

đắt tiền vì thêm chi tiết Khi đặt cặp bánh răng nón và trụ trong cung một vỏ thì có hai ph ơng pháp Một là trục của bánh răng nón và trục của bánh răng trụ đặt lệch nhau một góc  Hai là trục của bánh răng nón và bánh răng trụ đặt trùng nhau(hình vẽ a,b) Ta chọn kết cấu mà hai trục của banh răng nón và bánh răng trụ trùng nhau



a

Đối với bộ truyền vi sai, ngày nay bộ truyền vi sai đối xứng kiểu bánh răng nón có u điểm rõ dệt và đ ợc dùng trên hầu hết các loại xe Nh vậy đối với bộ truyền lực chính kép này ta sẽ chọn bộ truyền vi sai đối xứng kiểu bánh răng nón

b