đồ án động cơ đốt trong của phạm văn tuấn

đồ án động cơ đốt trongdo an dong co dot trongđồ án động cơ đốt trong ifeđô án động cơ đôt trong 6 xilanhđồ án động cơ đốt trong xe du lịchhướng dẫn đồ án động cơ đốt trong pdfthuyết minh đồ án động cơ đốt trongdo an dong co dot trong dong co me kong starđồ án dộng cơ đốt trongdo an dng co dot tron

F v

=

3250.1,241000

= 4,03 kWη

- Hiệu suất truyền động

- hiệu suất bộ truyền đai

trị số các hiệu suất tra theo bảng

2.319[1]

*Hệ số tải trọng tương đương :β

i

Pi t P t

i

Ti t T t

3,690,85

= 4,34kW

=

60.1000.1,24.345

Kiểu đông

cơ

Công suất kW

Vận tốc quay vg/ph

dn

T T

K dn

T T

dc ct

n

n =

= 20,75

Chọn TST ngoài: ung = 2 ⇒

uh =

20,752

ch ng

u

u =

= 10,37b) Phân phối TST:

- Phân phối uh = 19,8 cho cặp bánh răng côn (cấp nhanh) và bánh răng trụ (cấp chậm) (u1 và u2):

Chọn Kbe = 0,3; ψbd2

= 1,2; [K01] = [K02]; cK = 1,1

Theo CT

3.17[1]

45 ⇒ λK K c3

= 17,1

Từ đồ thị hình

3.21[1]

u1 = 3,1

u2 = 1

h u u

=

10,373,1 = 3,3

- Tính chính xác ung:

uđ = ung = 1 2

ch u

u u

=

20,753,1.3,3

= 2c) Tính toán các thông số động học:

P n

4,34 kW

+ nđc = 1425 vg/ph

P n

= 9,55.106

4,341425

= 29085,6N.mm

T1 = 9,55.106

1 1

P n

= 9,55.106

4,08

54686712,5 =

N.mm

T2 = 9,55.106

2 2

P n

= 9,55.106

3,9

162075,7229,8=

N.mm

T3 = 9,55.106

3 3

P n

= 9,55.106

3,72

51041369,6 =

N.mm

Tct = 9,55.106

td ct

P n

= 9,55.106

3,6969,6

= 506314,6N.mm

- Các thông số tính toán thể hiện trên bảng sau:

trục trục

đc

Trục I

Trục II

Trục III

Trục Công tác

tỷ số truyền

Ud=2 U1=3,1 U2=3,3 Uk=1Công suất

II – Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài : Bộ truyền đai dẹt :

355 1804.1060

e) Tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

=

1000.4,3413,4

= 323.88 N

theo bảng

4.8[1]

k d

57

: Cα = 0,97

Cv - Hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai,

Bảng

4.11[1]

57

: Cv = 0,95 cho đai vải cao su, v = 13,4 m/s

Co - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền đai và phương pháp căng đai

Co = 1 (bảng

4.12[1]

54

: b = F[ ]

55

) ⇒

b =

323,88.1,252,07.4,5

= 43,5 mm

Lấy b theo tiêu chuẩn: b = 50 mm (bảng

4.1[1]

164h) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Fo = σ δo .b

= 1,8 4 50 = 360 N (CT

4.12[1]

58

)

Tiết diện đai b× δ(mm2) 50× 4,5

========================================================

==

III – Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:

HGT 2 cấp: - Truyền động bánh răng côn,

- Truyền động bánh trụ răng nghiêng

*Số liệu đầu vào

H

σ

= 2.HB + 70; SH = 1,1

0 lim

F

σ

= 1,8.HB; SF = 1,75

+) Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230

⇒σH0lim1

= 560 MPa;

0 lim 2

T

n t T

KHL 2 = 1

Tương tự, NHE 1 > NHO 1 ⇒

KHL 1 = 1 Trong đó hệ số tuổi thọ KHL

+) Tính ứng suất uốn cho phép

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NFE = 60c ax

F

m i

i i m

T

n t T

= 5,5.108 > NFO = 4.106 ⇒

KFL 2 = 1,tương tự, có KFL 1 = 1

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

Từ đó theo CT

6.2[1]

3 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

a) Xác định chiều dài côn ngoài:

H

K β

- Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng bánh răng côn, tra bảng

6.21[1]

113

, với:

.2

- Số răng bánh nhỏ:

Từ de1 =

2

21

e R u

Z1 = 1,6.Z1P = 1,6.18.5 = 29,6Lấy Z1 = 30 răng

- Đường kính trung bình, môđun trung bình và môđun vòng ngoài:

dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (CT

6.54[1]

114

) = (1 – 0,5.0,25).77,3= 67,64 mm – đường kính trung bình

mtm =

1 1

m d Z

=

67,6430 = 2,25mm – môđun trung bình

mte =

1 0,5

tm be

m K

d m

=

67,642,625

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

2 1

116

): hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

KHα= 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh côn răng thẳng;

π

= 2,52 m/s

theo bảng

6.13[1]

106

chọn cấp chính xác 8 (ccx theo vận tốc vòng v≤

4)

6.64[1]

+

= 0,006.56.2,52

3,1 167,65

107

;

g0 = 56 – bảng

6.16[1]

Thay tất cả các hệ số tìm được vào công thức

6.58[1]

2.54686.1,296 3,1 10,85.31,475.(67,65) 3,1

]' = [σH

].ZR.Zv.KxH.KHL

= 509 0,95 1 1 = 483,5 MPatrong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

ZR = 0,95 (Ra = 0,63 1,25 µ

m): hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc

KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng

Như vậy σH

< [σH

]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:

T1mô men trên bánh chủ động

be be

K u K

+

= 0,016.56.2,52

3,1 167,65

107

;

g0 = 56 – bảng

6.16[1]

=

3,63

83, 49 3,55

= 85,37 < [σF1

] = 236,5 MPaVậy độ bền uốn được đảm bảo

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt= 1

mm

T T

Độ bền khi quá tải đảm bảo

f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:

-Chiều dài côn ngoài:mm Re = 125,9

hfe1,2 = he – hae1,2 hfe1 = 2,55 mm

hfe2 = 4,65 mmĐường kính đỉnh răng

ngoài dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cosδ dae1 = 85,7 mm

2 H

[ ]

H ba

T K u

97

Ka = 43 đối với bánh răng nghiêng, bảng

6.5[1]

96

a c β

⇒

Số răng bánh nhỏ: Z1 =

2.170.0,98482,5(3,3 1)+

= 0,978β

αβ

2 ossin2

c βα

(CT

6.34[1]

105

)

=

2.cos11,3044sin(2.20,4131)

= 1,73

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 =

w t

π

= 0,95 m/s

với bánh răng nghiêng, v < 4 tra bảng

6.13[1]

= 1,0106trong đó: bw = 51

CT

6.42[1]

trong đó δH

= 0,002 – bảng

6.15[1]

107

;

g0 = 73 – bảng

6.16[1]

F F

Y

[σF2

]trong đó:

trong đó, δF

= 0,006 – bảng

6.15[1]

107

;

g0 = 73 – bảng

6.16[1]

= 252 1 1,0037 0,95 = 240,3 MPa tương tự [σF2

]' = 236,5 1 1,0037 0,95 = 225,5 MPa

Thay các hệ số vào CT

6.43[1]

F F

Y Y

Góc nghiêng của răng: β

da2 = 265,13 mmĐường kính đáy răng df = d – (2,5 – 2x).m df1 = 71,74 mm

df2 = 253,23 mm