Thiết kế hộp số ô tô con, động cơ xăng phương án 4

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ BÁO CÁO THỰC TẬP TỐT NGHIỆP Sinh viên thực hiện: La Văn Cương Mã sinh viên: 1101598 Lớp chuyên nghành: Cơ khí ô tô B - K52 Giảng viên hướng dẫn: KS.Phạm Trung Dũng 2014 Phương án Loại ô tô Loại động Ga1(KG) Ga2(KG) Con Xăng 890 985 Memax/nM KGm/ (Vg/ph) Nemax/nN KW/ (Vg/ph) Ihi, I0 Bánh xe Loại hộp số 17/2200 75/4000 3,115;1,772;1,00;4,55 6,70- 15 Trục I Chọn sơ đồ động hộp số I III Z'g1 II Z'g2 Za Z'a lùi Zg2 Zg1 ZL ZgL II Tính toán kích thước hộp số Tính sơ khoảng cách trục: A Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ trục A tính theo công thức: Asb = C.3 M emax Trong ta có: - Mô men cực đại động Memax = 17 (KGm) = 166,77 (N.m) - a: Hệ số kinh nghiệm, với xe ta chọn C = 15 Thay số ta tính được: Asb = 82,565 (mm) Chọn mô đun bánh răng: m Cặp bánh số số lùi có bánh di trượt chọn bánh trụ thẳng Cặp bánh số cặp bánh luôn ăn khớp chọn bánh trụ nghiêng Mô đun m cặp bánh thẳng m n cặp bánh nghiêng phụ thuộc vào mô men cực đại trục thứ cấp Mt: Mt = Memax ih1 = 0,16677 3,115 = 0.519489 (kNm) Dựa vào đồ thị hình giá trị M t ta chọn mô đun m mn, kết hợp với giá trị mô đun tiêu chuẩn ta chọn: m = 3,5 ; mn = 2,75 Xác định số bánh - Ta chọn góc nghiêng β = 300 - Số lượng Za bánh chủ động cặp bánh luôn ăn khớp chọn theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za ≥ 13 Ta chọn Za=15 (răng) - Số lượng Za’ bánh bị động cặp bánh luôn ăn khớp xác định theo công thức sau: Z'a = 2.A.cosβ − Z a = 37,00 mn Ta chọn Za’ = 37 (răng) Do tỉ số ia cặp bánh luôn ăn khớp : Z'a ia = = 2,467 Za - Vậy tỉ số truyền cặp bánh gài số truyền khác hộp số là: i ign = hn ia Trong đó: + ign: Tỉ số truyền cặp bánh gài số truyền thứ n (n=1, 2), ta không tính cho số tay số truyền thẳng + ihn: tỉ số truyền hộp số số n Thay số ta có: ig1 = 1,2627; ig2 = 0,7183 Tỉ số truyền số lùi chọn lớn tỉ số truyền số truyền một: ihL = (1,2 ÷1,3).ih1 = 3,74 ÷ 4,05 ta chọn ihL = 3,9 => igL = 1,58 - Số cặp bánh dẫn động gài số khoảng cách trục A không đổi tính sau: Z g1 = 2.82,565 A = = 20,85 m(1 + i ) 3,5(1 + 1,2627) g1 Z' Z g2 = g1 =Z i = 26,33 g1 g1 Chọn Zg1 = 21 Chọn Zg1’= 26 A cos β 2.82,565 cos30o = = 30,26 m n (1 + i ) 2,75(1 + 0,7183) g2 Chọn Zg2 = 30 Z' g2 =Z Với số lùi : ZL= Zg1’/igL= 16,66 i = 21,74 g2 g2 Chọn Zg2’= 22 Chọn ZL = 17; ZgL’= Zg1’= 26; Vậy bánh trục phụ số lùi ta chọn là: ZgL = 7; - Sau tính số cặp bánh gài số ta thấy tỉ số truyền chúng tay đổi, trình chọn có trình làm tròn số bánh Tỉ số truyền sau chọn số là: i g1 = Z' Z g1 g1 26 = = 1,238 21 i ; g2 = Z' Z g2 g2 = 22 = 0,733 30 ; i gl = Z' gL 26 = = 1,529 Z 17 L - Vậy tỉ số truyền hộp số thay đổi, ta tính lại sau: Z ' Z ' g1 37 26 i = ia i = a = = 3,054 g1 Z Z h1 15 21 a g1 Z ' Z ' g 37 22 i = ia i = a = = 1,809 g2 Z Z h2 15 30 a g2 Z ' Z gL Z ' gL 37 26 i = ia i = a = = 3,773 gL Z hL Z Z 15 17 a L gL Tính xác khoảng cách trục A Việc làm tròn số ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà làm thay đổi khoảng cách trục A Vì ta phải tính lại khoảng cách trục A tất bánh ăn khớp Công thức tính sau: Với bánh trụ thẳng: Với bánh trụ nghiêng: A= m.( Z + Z ) 2 A= m ( Z + Z ) n 2 cos β Lần lượt thay số ta có: - Khoảng cách trục cặp bánh luôn ăn khớp: Aa = 82,56 (mm) - Khoảng cách trục cặp bánh gài số 1: A1 = 82,25(mm) - Khoảng cách trục cặp bánh gài số 2: A2 = 82,56 (mm) Qua kết ta chọn: A = Aa = A2 = Ac = 82,56 (mm) Vì chọn nên có sai lệch khoảng cách trục cặp bánh gài số Do ta cần phải giải sai lệch cách dịch chỉnh góc cặp bánh gài số 1: - Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục λ0: λo = ( A − A ) 82,56 − 82,25 c = = 0,00377 A 82,25 - Với λ0 = 0,00377 tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án môn học Thiết kế hộp số ô tô - máy kéo) ta tìm hệ số dịch chỉnh tương đối ξ0= 0,00383 góc ăn khớp α = 200 35’ - Hệ số dich chỉnh tổng cộng ξt: ξt = 0,5 ξ0 ( Z’g1 + Zg1) = 0,09 - Phân chia hệ số dịch chỉnh ξt cho bánh Z’g1 Zg1: ξt = ξ1 + ξ1’ Vì Zg1 = 21 > 17 & Z’g1 = 26 > 17 nên ta thừa nhận gần đúng: ξt ξ1 = ξ1’ = = 0,045 - Sau tính chọn ξ1, ξ1’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân ta cần kiểm tra hệ số theo điều kiện sau: + Điều kiện hệ số đảm bảo không làm nhọn răng: ξ1 ≤ ξt’’ ⇔ 0,045 < 1,27 ξ1’ ≤ ξt’’ ⇔ 0,045 < 1,47 + Để đảm bảo truyền lực tốt, chọn ξ1 ξ1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày đỉnh không không nhỏ: Se1, ≥ (0,2 ÷ 0,3).m Ta có công thức tính chiều dày đỉnh S bánh Zg1, S1’ bánh Zg1’ sau: π m S = + 2.ξ m.tgα = 5,612(mm) 1 π m S '= + 2.ξ '.m.tgα = 5,612(mm) 1 Vậy thỏa mãn điều kiện chiều dày đỉnh không nhỏ + Để đảm bảo ăn khớp êm dịu, chọn ξ1 ξ1’ hệ số trùng khớp ε phải thoả mãn điều kiện sau: ε ≥ 1,1 Với ε tính sau: ( D − d + D '2 − d '2 ) − A.sin α d1 01 d1 01 ε=2 = 1,72 π m cosα (α0 α góc ăn khớp bánh không dịch chỉnh sau dịch chỉnh Các thông số khác lấy bảng 2) Thay số ta thấy hệ số trùng khớp thoả mãn điều kiện đưa để đảm bảo ăn khớp êm dịu + Để tránh kẹt đầu ăn khớp đường kính vòng đỉnh bánh lớn phải thoả mãn điều kiện: Dd1’ ≤ Dd1max Với De2max tính công thức sau: D = A + d − A.d cosα d1 max 01 01 Thay giá trị tương ứng lấy bảng ta được: Dd1max = 102,56 (mm) Cũng theo bảng ta thấy đường kính vòng đỉnh bánh lớn thoả mãn điều kiện để tránh kẹt đầu ăn khớp: Dd1’ = 98,305 (mm) ≤ Dd1max = 102,56 (mm) Xác định thông số hình học bánh Việc xác định thông số hình học cặp bánh tính toán lập thành bảng, nhằm thuận tiện cho trình tính bền bánh thiết lập vẽ hộp số Bảng 3-1 Thông số cặp bánh trụ nghiêng ăn khớp Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh nhỏ | Bánh lớn i= Z' a = 2,467 Z a Tỉ số truyền i Mô đun pháp mn mn = 2,75 Bước pháp tuyến tn tn = π mn = 8,64 Góc nghiêng β β = 300 Hướng Mô đun mặt đầu ms m ms = n = 3,175 cos β Bước mặt đầu ts ts = π ms = 9,976 Đường kính vòng chia d Đường kính vòng đỉnh Dd 10 Đường kính vòng chân Dc 11 Chiều cao h h = 2,25 mn = 6,188 (mm) 12 Khoảng cách trục A A = 82,56 (mm) 13 Chiều rộng vành B B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 22 14 Chiều dài B1 15 Góc ăn khớp α da = ms Za = 47,63 (mm) da’ = ms Za’ = 117,49 (mm) Dda=da+2.mn = 53,13 (mm) Dda’=da’+2.mn = 122,99 (mm) Dca=da-2,5.mn= 40,76 (mm) Dca’=da’-2,5.mn=110,62 (mm) B1 = B = cos β 25,4 (mm) α = α0 = 200 Bảng 3-2 Cặp bánh trụ thẳng gài số có dịch chỉnh góc Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh nhỏ | Bánh lớn i= Z' = 1,238 Z 1 Tỉ số truyền i Mô đun m m = 3,5 Bước t t = π m = 10,99 Góc prôfin α0 α0 = 200 Bước sở t0 t0 = t.cosα0 = 10,33 Khoảng cách trục ξt = A1 A = 0,5.m.(Z1+Z1’)= 82,25(mm) Khoảng cách trục ξt ≠ Ac Ac = A.(λ0+1) = 82,56 (mm) Hệ số thay đổi khoảng cách trục λ0 A −A λo = c = 0,00377 A Hệ số dịch chỉnh tương đối ξ0 ξ0 = 0,00383 10 Hệ số dịch chỉnh tổng cộng ξt ξt = 0,09 11 Hệ số dịch chỉnh bánh 12 Độ dịch chỉnh ngược ∆h0 13 Đường kính vòng chia d 14 Đường kính vòng đỉnh Dd 15 Đường kính vòng chân Dc 16 Đường kính vòng sở d0 17 Đường kính vòng khởi thủy dK ξ1 = 0,045 ξ1’= 0,045 ∆h0 = ξt.m-(Ac-A) = 0,005 d1 = m Z1 = 73,5 (mm) d1’ = m Z1’ = 91 (mm) Dd1= 80,805 (mm) D’d1 =98,305 (mm) Dc1 = 65,065 (mm) D’c1= 82,565 (mm) d01 = d1.cosα0 = 69,07 (mm) d’01 = d1’.cosα0 =85,51(mm) dK1=d1(λ0+1)= 73,78 (mm) * Sau xác định phản lực ổ đỡ ta vẽ biểu đồ nội lực trục (Hình 10) Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trục có mặt cắt nguy hiểm mặt cắt điểm lắp bánh ăn khớp mặt cắt điểm bánh liền t rục b Tính trục theo độ bền uốn Tại tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn xác định công thức sau: σu = Mu ≤ [σ u ] Wu (1) Trong đó: - Wu: Mô men chống uốn, trục đặc nên ta có Wu = 0,1.d3 - Mu: Mômen uốn tổng hợp tiết diện nguy hiểm trục, M u xác định theo công thức: M u = M n2 + M d2 (2) Với: - Mn: Mô men uốn mặt phẳng ngang (yox) - Md: Mô men uốn mặt phẳng thẳng đứng (zox) • Mặt cắt điểm lắp bánh luôn ăn khớp Muy = Rc a + Qa ra’ = 281 (N.m) Mux = Pc a + Pa ra’ = 48 (N.m) Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 285 (N.m) Thay số vào công thức (1) ta có σu = 55,6 (N/mm2) (Với d = 37,15 mm) • Mặt cắt điểm có bánh liền trục (chủ động số 1) Muy = Rđ c = 280 (N.m) Mux = Pđ c = 389 (N.m) Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 485 (N.m) Thay số vào công thức (1) ta có σu = 94,6 (N/mm2) (Ở bánh số chế tạo liền với trục, d = 37,15 mm) Vậy ứng suất uốn hai mặt cắt nguy hiểm thoả mãn điều kiện: σu ≤ [σu] = 120 (N/mm2) c Tính trục theo xoắn Công thức tính ứng suất xoắn trục: τX = MX ≤ [τ X ] WX Trong đó: - Mx: Mô men xoắn trục, Mx = 399 (N.m) - Wx: Mô men chống xoắn, trục đặc ta có Wx = 0,2.d3 Vậy ứng suất xoắn MX = 38,9 ≤ [τ X ] = 70 WX (N/mm2) τX = d Tính theo ứng suất chèn dập then hoa σ cd = 2.M 0,75.z.h.l.d tb Trong đó: - M: Mô men truyền đến trục then hoa, M = 399 (N.m) - z : Số then hoa, chọn z = 10 - h: Chiều cao then hoa, h = 3,7 (mm) - l: Chiều dài may ơ, chọn sơ l = 50 (mm) - dtb: Đường kính trung bình trục then hoa, dtb = 40,5(mm) (Ở trị số z, h, dtb ta chọn theo bảng 9.3, tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển) Thay số ta được: σcd = 15,5 (N/mm2) ≤ [σcd] = 30 (N/mm2) Tính sức bền trục thứ cấp a Biểu đồ nội lực Tương tự trục trung gian ta biết tất lực tác dụng lên bánh trục thứ cấp gài số Từ ta xác định nội lực đặt lên gối đỡ phương trình mô men phương trình cân nội lực - Các kích thước sơ đồ ta chọn sơ sau: a=100(mm); b=60(mm) - Bán kính vòng chia bánh bị động số 1: r1’ = 45,5 (mm) - Giá trị lực bánh bị động biết: P1 = 10855 (N); R1 = 3820 (N) RA PA RB PB R1 P1 a b 143 N.m 407 N.m 494 N.m Hình 11 Sơ đồ đặt lực biểu đồ mô men trục thứ cấp số * Tính phản lực gối đỡ: Xét mô men điểm B theo phương y (phương lực R): ∑M By =R A ( a + b) − R1 b = R1 b a+b ∑ R y =R A + R B − R1 = ⇒ RA = ⇒ R B = R1 − R A Xét mô men điểm B theo phương x (phương lực P): ∑M Bx =PA ( a + b) − P1 b = P1 b a+b ∑ Px =PA + PB − P1 = ⇒ PA = ⇒ PB = P1 − PA Thay số ta có: + Phản lực gối B: RB = 2388 (N); PB = 6784 (N) + Phản lực gối A: RA = 1432 (N); PA = 4071 (N) * Sau xác định phản lực ổ đỡ ta vẽ biểu đồ nội lực trục (Hình 11) Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trục có mặt cắt nguy hiểm mặt cắt điểm lắp bánh bị động gài số b Tính trục theo độ bền uốn Tại tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn xác định công thức sau: σu = Mu ≤ [σ u ] Wu (1) Trong đó: - Wu: Mô men chống uốn, trục đặc nên ta có Wu = 0,1.d3 - Mu: Mômen uốn tổng hợp tiết diện nguy hiểm trục, M u xác định theo công thức: M u = M n2 + M d2 (2) Với: - Mn: Mô men uốn mặt phẳng ngang (yoz), Mn = 143 (N.m) - Md: Mô men uốn mặt phẳng thẳng đứng (zox), Md = 407 (N.m) Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 431,5 (N.m) Vì bánh bị động gài số lắp di trượt, trục có then hoa mặt cắt ta chọn đường kính trục lớn nhằm đảm bảo điều kiện bền Theo bảng 9.3, tài liệu: Thiết kế tính toán hệ dẫn động khí (Trịnh Chất-Lê Văn Uyển), ta chọn kích thước then sau: D = 45 (mm); d = 36 (mm); Z = 10; dtb = 40,5; h = 3,5 (mm); b = 5(mm) Thay giá trị Wu = 0,1.d tb vào công thức (1) ta được: σu = 65 (N/mm2) ≤ [σu] = 70 (N/mm2) c Tính trục theo xoắn Công thức tính ứng suất xoắn trục: τX = MX ≤ [τ X ] WX Trong đó: - Mx: Mô men xoắn trục, Mx = 494 (N.m) - Wx: Mô men chống xoắn, trục đặc ta có W X = 0,2.d tb Thay số ta ứng suất xoắn mặt cắt nguy hiểm τX = MX = W X 37,2 (N/mm2) Vậy ứng suất uốn xoắn tổng hợp có giá trị: σ th = σ + 4.τ = 98,8( N / mm2 ) ≤ [σ ] = 120( N / mm2 ) u x th d Tính theo ứng suất chèn dập then hoa σ cd = 2.M 0,75.z.h.l.d tb Trong đó: - M: Mô men truyền đến trục then hoa, M = 494 (N.m) - z : Số then hoa, chọn z = 10 - h: Chiều cao then hoa, h = 3,7 (mm) - l: Chiều dài may ơ, chọn sơ l = 50 (mm) - dtb: Đường kính trung bình trục then hoa, dtb = 40,5 (mm) Thay số ta được: σcd = 17,6 (N/mm2) ≤ [σcd] = 30 (N/mm2) Tính bền trục sơ cấp a Biểu đồ nội lực Như trục trung gian trục thứ cấp ta biết tất lực tác dụng lên bánh trục sơ cấp gài số (Hình 12) Từ ta xác định nội lực đặt lên gối đỡ phương trình mô men phương trình cân nội lực - Các kích thước sơ đồ ta chọn sơ sau: a=100(mm); b=40(mm) - Bán kính vòng chia bánh chủ động ăn khớp: = 23,8 (mm) - Giá trị lực bánh chủ động biết: P a = 6791 (N); Ra = 2854 (N); Qa = 3921 (N); RA = 1432 (N); PA = 4071 (N) RN PN RM PM RA PA Ra Qa a b Pa 78 N.m 162 N.m 109 N.m Hình 12 Sơ đồ đặt lực biểu đồ mô men trục sơ cấp hộp số số * Tính phản lực gối đỡ: Xét mô men điểm N theo phương y (phương lực R): ∑M Ny =R M a − R A ( a + b) − R a ( a + b) + Q a = R a ( a + b) + R A ( a + b) − Q a a ∑ R y = R N − RM + R A + Ra = ⇒ RM = ⇒ R N = RM − Ra − R A Xét mô men điểm N theo phương x (phương lực P): ∑M Nx = − PA ( a + b) − PM a + Pa ( a + b) = ( Pa − PA ).( a + b) a ∑ Px =PN − PM − PA + Pa = ⇒ PM = ⇒ PN = PM + PA − Pa Thay số ta có: + Phản lực gối N: RN = 781 (N); PN = 1088 (N) + Phản lực gối M: RM = 5067 (N); PM = 3808 (N) * Sau xác định phản lực ổ đỡ ta vẽ biểu đồ nội lực trục sơ cấp (Hình 12) Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trục có mặt cắt nguy hiểm mặt cắt điểm lắp ổ đỡ (M) b Tính trục theo độ bền uốn Tại tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn xác định công thức sau: σu = Mu ≤ [σ u ] Wu (1) Trong đó: - Wu: Mô men chống uốn, trục rỗng mặt cắt nguy hiểm nên Wu=0,1.d3 - Mu: Mômen uốn tổng hợp tiết diện nguy hiểm trục, M u xác định theo công thức: M u = M n2 + M d2 (2) Với: - Mn: Mô men uốn mặt phẳng ngang (xoz), Mn = 109 (N.m) - Md: Mô men uốn mặt phẳng thẳng đứng (zoy), Md = 78 (N.m) Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 134 (N.m) Thay giá trị Wu (Với d = 58,35 mm) vào công thức (1) ta được: σu = 25 (N/mm2) ≤ [σu] = 60 (N/mm2) c Tính trục theo xoắn Công thức tính ứng suất xoắn trục: τX = MX ≤ [τ X ] WX Trong đó: - Mx: Mô men xoắn trục, Mx = 162 (N.m) - Wx: Mô men chống xoắn, trục đặc ta có W X = 0,2.d tb Thay số ta ứng suất xoắn mặt cắt nguy hiểm τX = MX = W X 12 (N/mm2) Vậy ứng suất uốn xoắn tổng hợp có giá trị: σ th = σ + 4.τ = 35( N / mm2 ) ≤ [σ ] = 120( N / mm2 ) u x th Kết luận: Qua trình tính toán kiểm nghiệm bền bánh trục hộp số, ta thấy kích thước bánh trục hộp số tính toán chọn đủ điều kiện bền chế độ tải trọng làm việc xe yêu cầu Chương V TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ CHỌN Ổ LĂN I Ổ lăn trục sơ cấp Chọn loại ổ lăn Vì ổ đỡ phần cuối trục chịu tải trọng lớn, lực hướng tâm chịu lực dọc trục, nên ta dùng ổ bi đỡ chặn dẫy Chọn kích thước ổ Căn vào đường kính ngõng trục d = 50 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn dãy cỡ nhẹ hẹp, có kí hiệu ổ 46210 (Tra bảng P2.12, phụ lục) Thông số ổ sau: - Đường kính d = 50 (mm) - Đường kính D = 90 (mm) - Chiều rộng B = 20 (mm) - Khả tải động C = 31,8 (kN) - Khả tải tĩnh C0 = 25,4 (kN) Kiểm nghiệm khả tải ổ - Ta biết phản lực gối đỡ M (Hình 12) sau: R M = 5067 (N); PM = 3808 (N) Do phản lực tổng Ft tác dụng lên ổ theo phương hướng tâm tính sau: Fr = Ft = P + R = 6338( N ) M M Lực dọc trục Fa = Qa = 3921 (N) - Tải trọng động quy ước: Q = (XVFr +YFa)kđkt Trong đó: + Fr, Fa: Lực hướng tâm lực dọc trục + V: Hệ số kể đến vòng quay, vòng quay V = + kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, với t0 ≤ 1050C ta có kt = + kđ: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 ta kđ = + X: Hệ số tải trọng hướng tâm, X=1 + Y: Hệ số tải trọng dọc trục, Y=0 (Vì Fa/V.Fr = 0,307 ≤ e (e = 1,5.tgα = 0,546) tra bảng 11.4 ta chọn hệ số X, Y có giá trị trên) Thay số ta được: Q = 6,3 kN - Khả tải động ổ tính công thức sau: C = Q.m L d Trong đó: - L tuổi thọ ổ bi tính theo số triệu vòng, L biết từ tuổi thọ ổ tính theo Lh - m bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, m = Thay số ta có: Cd = 22 (kN) < [C] = 31,8 (kN) - Kiểm nghiệm khả tải tĩnh : C0 = X0.Fr + Y0.Fa < [C0] Với ổ bi đỡ - chặn X0 = 0,5, Y0 = 0,4 Thay số vào công thức ta có: C0 = 8,5 (kN) < [C0] = 25,4 (kN) II Trục trung gian Chọn loại ổ Tại đầu C (Hình 10) trục trung gian ta dùng ổ bi đỡ dãy lực dọc trục Tại đầu D (Hình 10) trục trung gian ta dùng ổ bi đỡ – chặn có lực dọc trục bánh nghiêng Tra kích thước ổ  Ổ bi đỡ đầu C Căn vào đường kính ngõng trục d = 30 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung, có kí hiệu ổ 306 (Tra bảng P2.7, phụ lục) Thông số ổ sau: - Đường kính d = 30 (mm) - Đường kính D = 72 (mm) - Chiều rộng B = 19 (mm) - Khả tải động C = 22,0 (kN) - Khả tải tĩnh C0 =15,1 (kN)  Ổ bi đỡ – chặn đầu D Căn vào đường kính ngõng trục d = 35 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ – chặn dãy cỡ trung hẹp, có kí hiệu ổ 46307 (Tra bảng P2.12, phụ lục) Thông số ổ sau: - Đường kính d = 35 (mm) - Đường kính D = 80 (mm) - Chiều rộng B = 21 (mm) - Khả tải động C = 33,4 (kN) - Khả tải tĩnh C0 =25,2 (kN) Kiểm nghiệm khả tải ổ  Ổ bi đỡ đầu C - Phản lực tổng tác dụng lên ổ: Fr = Ft = P + R = 3500( N ) C C - Tải trọng quy ước, với Fa = ta tính sau: Q = X.V.Fr.kt.kđ = 3500 (N) (Vì ổ chịu lực hướng tâm nên X = 1, vòng quay V = 1, kt = 1, kđ =1) - Khả tải động ổ: C = Q.m L = d 19,8 (kN) ≤ [C] = 22,0 (kN) - Khả tải tĩnh ổ: C0 = X0.Fr = 2,4 (kN) ≤ [C0] = 15,1 (kN)  Ổ bi đỡ – chặn đầu D - Phản lực tổng tác dụng lên ổ: Fr = Ft = P + R = 7,7(kN ) D D - Tải trọng quy ước ta tính sau: Q = X.V.Fr.kt.kđ = 7,7 (kN) (Vì Fa/VFr < e nên X = Y = 0, vòng quay V = 1, kt = 1, kđ =1) - Khả tải động ổ: C = Q.m L = d 22,8 (kN) ≤ [C] = 33,4 (kN) - Khả tải tĩnh ổ: C0 = X0.Fr = 7,6 (kN) ≤ [C0] = 25,2 (kN) III Trục thứ cấp Đầu trục lắp ổ bi kim Ta chọn thông số ổ bi kim sau - Đường kính trục d = 35 (mm) - Chiều dài làm việc bi kim l = 20 (mm) - Đường kính bi kim dK = (mm) Vậy hệ số khả tải động là: C = 250.200,7.20 =40709 (N) = 40,7 (kN) Cuối trục lắp ổ bi đỡ lòng cầu dãy Với ổ bi lòng cầu dãy chịu lực hướng tâm chủ yếu chịu lực dọc trục nhỏ Tuy nhiên có ưu điểm cho phép trục nghiêng so với vòng ổ, nên thích hợp để đỡ trục dài lỗ lắp ổ khó đảm bảo đồng tâm Do trục thứ cấp có đầu trục lắp lồng trục thứ cấp sai số độ đồng tâm tránh khỏi trình chế tạo ta chọn ổ lắp ổ bi đỡ lòng cầu dãy Các thông số ổ bi đỡ lòng cầu dãy cỡ trung rộng có ký hiệu 1608 (Bảng P2.9, phần phụ lục): + Đường kính d = 40 (mm) + Đường kính D = 90 (mm) + Chiều rộng B = 33 (mm) + Khả tải động C = 34,9 (kN) + Khả tải tĩnh C0 = 16 (kN) + Góc tạo tâm hai bi tâm ngõng trục α = 16,100 [...]... 36,75 45 ,5 34, 00 19 ,40 3 Cặp BR gài số 2 300 41 88 47 ,63 34, 93 32,33 20,00 4 Cặp BR gài số lùi 00 542 8 12,25 45 ,5 34, 00 20,00 5 Cặp BR số lùi 00 67 04, 5 29,75 12,25 34, 00 20,00 Lần lượt thay giá trị các thông số đã biết (Bảng 4- 7) vào công thức tính ứng suất tiếp xúc ta được các giá trị ứng suất tiếp xúc của từng cặp bánh răng (Bảng 4- 8) Bảng 4- 8 ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh... trị đã biết vào các công thức ta được giá trị các lực của từng cặp bánh răng trong bảng 4- 4 Bảng 4- 4 Giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng của hộp số Stt Tên gọi Lực vòng P(N) Lực hướng kính Lực chiều trục R(N) Q(N) 1 2 3 4 5 II Cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp Cặp bánh răng gài số 1 Cặp bánh răng gài số 2 Cặp bánh răng gài số lùi Cặp bánh răng số lùi Pa = 6791 Ra = 28 54 Qa = 3921 P1 = 10855... trị mô men (Bảng 4- 2), mô men nào nhỏ hơn ta dùng để tính toán sức bền (kí hiệu Mt) Bảng 4- 2 Giá trị mô men động cơ và mô men theo bám truyền đến các trục của hộp số Trị số mô men (N.m) Stt Tên gọi Từ động cơ truyền đến Theo bám từ bánh xe truyền đến 1 Trục sơ cấp MS = 166,77 2 Trục trung gian Mtg = 41 1 ,42 MϕS = 161,71 max tg Mϕ = 398,91 max Trục thứ cấp 3 Số 1 Mtc1 = 509,32 Số 2 Mtc2 = 301,69 Số 3... đó: - Z: Là số răng của bánh răng đang tính - Mt: Mô men tính toán (được tính và chọn ở phần tải trọng tính bền hộp số) - ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng) - α: Góc ăn khớp (bảng thông số hình học của bánh răng) - β: Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng) Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính toán Mt như sau: - Đối với cặp bánh răng trụ... mntb: Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình (m)(Lấy trong các bảng thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng) - y: Hệ số dạng răng, xác định theo đồ thị hình 4- 17(Giáo trình: Thiết kế tính toán ô tô máy kéo) (Đối với răng nghiêng ta tính Ztđ rồi mới xác định theo đồ thị) - Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe ô tô con ta chọn Kđ = 1,5 - Kms: Hệ số tính đến ma sát + Đối với bánh răng chủ động. .. theo các công thức sau: Dd1 = d1 + 2m + 2ξ1m - 2∆h0 D’d1 = d1’ + 2m + 2ξ1’m - 2∆h0 Dc1 = d1 – 2,5m + 2ξ1m D’c1 = d1’ – 2,5m + 2ξ1’m - Xác định hệ số e1 và e2 theo đồ thị hình (I -4) (Tài liệu: Đồ án môn học thiết kế hộp số chính ô tô - máy kéo) Bảng 3-3 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn i= Z' 2 = 0,733 Z 2 1 Tỉ số truyền i 2 Mô đun pháp... 1,25.m = 4, 375 (mm) 11 Chiều dày răng trên vòng tròn chia S Sl = 0,5.t = 5,5 (mm) 12 Chiều rộng vành răng B B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28 13 Góc prôfin α0 α0 = 200 14 Góc ăn khớp α α = α0 = 200 Chương IV KIỂM TRA ĐỘ BỀN HỘP SỐ I Chế độ tải trọng để tính bền hộp số 1 Mô men truyền đến các trục hộp số Bảng 4- 1 Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số Trị số mô men (N.m) Stt Tên gọi Từ động cơ truyền... động : Kms = 1,1 + Đối với bánh răng bị động : Kms = 0,9 - Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững và phương pháp lắp bánh răng lên trục + Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp: Kc = 1,2 + Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp: Kc = 1,1 + Đối với bánh răng luôn luôn ăn khớp: Kc = 1,0 - Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia công gây nên (số truyền thấp ta chọn giá... Cặp BR luôn ăn khớp 651 1000 ÷2500 2 Cặp BR gài số 1 1112 1500 ÷3000 3 Cặp BR gài số 2 1153 1000 ÷2500 4 Cặp BR gài số 3 697 1000 ÷2500 5 Cặp BR gài số 4 655 1000 ÷2500 6 Cặp BR gài số lùi 1218 1500 ÷3000 7 Cặp BR số lùi 9 54 1500 ÷3000 Với việc chọn vật liệu các cặp bánh răng hợp lí ta thấy ứng suất tiếp xúc sẽ không vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép III Tính toán trục hộp số Qua bảng 4- 4, ta nhận... (Bảng 4- 4) - E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 MN/ m2 - α: Góc ăn khớp - r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m) b - b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m) b’= cosα Bảng 4- 7 Giá trị các thông số trong công thức tính ứng suất tiếp xúc Tt Tên gọi β P(N) r1(mm) r2(mm) b’(mm) α 1 Cặp BR luôn ăn khớp 300 3395,5 23,815 58, 745 32,33 20,00 2 Cặp BR gài số 1 00 542 7,5