Tính toán vi sai
Chương: tính toán bền một số chi tiết.1. Tính toán trục truyền moment tới bánh răng chủ động trong cơ cấu vi sai.Đối với trục này ta chỉ cần tính toán đường kính trục cần thiết, không cần tính chiều dài của trục do trục này chịu moment xoắn là chủ yếu.Chọn vật liệu làm trục là thép C45, CT6 có 1[ ] 600MPa,[ ]=260 MPabσ σ−=, ứng suất uốn cho phép là 70 MPa, ứng suất cho phép [ ] 20MPaτ=. Đường kính trục xác định theo ứng suất xoắn có dạng: 35[ ]Tdτ≥Với T: Moment xoắn tác dụng lên trục. Moment truyền từ động cơ khoảng 25Nm.d: đường kính trục, mmTừ đó ta có: 35.25.100018,420d mm≥ ≈Ta chọn đường kính trục dmin=28mm 2. Tính toán bánh răng côn trong cơ cấu vi sai.Moment xoắn trên trục quay của bánh dẫn là: 125000T Nmm=, tỷ số truyền 2,9u =, số vòng quay 1500 vòng/phút.Chọn vật liệu bánh dẫn và bánh bị dẫn. Ta chọn thép 45Cr, dựa vào bảng 6.13 ([1], p.220) đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình 1350HB=, đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình 2300HB=.Chọn hệ số tuổi thọ cho các bánh răng:1 2 1 11HL HL FL FLK K K K= = = =1 Với: 1HLK: Hệ số tuổi thọ tính theo ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh dẫn.1FLK: Hệ số tuổi thọ tính theo ứng suất uốn cho phép của bánh dẫn.Dựa vào bảng 6.13 ([1], p.220), giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:0 lim2 70HHBσ= +, suy ra0 lim12.350 70 770HMPaσ= + =Và 0 lim22.300 70 670HMPaσ= + =0 lim1,8FHBσ=, suy ra0 lim11,8.350 630FMPaσ= =Và0 lim21,8.300 540FMPaσ= =Ứng suất tiếp xúc cho phép:[ ]0 lim0,9HH HLHKsσσ=Trong đó: 0 limHσ: giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở.HLK: hệ số tuổi thọ theo độ bền tiếp xúcHs: hệ số an toàn, khi tôi cải thiện 1,1Hs=.Do đó:[ ]1770.0,9.1 6301,1HMPaσ= =2 [ ]1670.0,9.1 548,21,1HMPaσ= =Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] [ ]2548,2H HMPaσ σ= =Ứng suất uốn cho phép:[ ]0 lim.F FCF FLFKKsσσ=Trong đó:Fσ: Giới hạn mỏi uốn. Fs: Hệ số an toàn trung bình. Chọn 1.75Fs=0.7 0.8FCK = ÷khi quay 2 chiều, chọn 0.75FCK=.FLK: Hệ số tuổi thọ theo độ bền uốn.[ ]1630.0,75.1 2701,75FMPaσ= =[ ]2540.0,75.1 231,41,75FMPaσ= =Do đó: [ ] [ ]2231,4F FMPaσ σ= =Chọn hệ số chiều rộng vành răng 0,285beψ=. Trục được lắp trên ổ đũa côn, ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính 1,3HKβ=dựa theo bảng 6.18 ([1], p.247) với / (2 ) 0,482be beuψ ψ− =Tính toán đường kính 1edtheo công thức:3 [ ]13122950,85(1 0,5 )Hebe be HT Kduβψ ψ σ=−312 225000.1,395 56,40,85(1 0,5.0,285) .0,285.2,9.548,2ed mm= =−Theo bảng 6.19 ([1], p.249), ta chọn số răng 116pz =, theo độ rắn ta chọn 1 11,3 1,3.16 20.8pz z= = =Chọn 121z = răng.22,9.21 60,9z = =, chọn 261z= răng.Module 1156,42,721edm mmz= = =, chọn 3m=theo tiêu chuẩn.Tính toán lại tỷ số truyền 21612,90521zuz= = =Sai lệch ( )2,905 2,9 .100% / 2,9 0,2− =% nằm trong khoảng cho phép.Góc mặt côn chia 11 1202,905oarctg arctguδ = = = ÷ ÷ , 270oδ=Các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn:Đường kính vòng chia ngoài:1 12 23.21 633.61 183e ee ed m z mmd m z mm= = == = =4 Module vòng trung bình: (1 0,5 ) 3.(1 0,5.0,285) 2.5725m e bem m mmψ= − = − =Đường kính vòng chia trung bình:1 12 22,5725.21 54,022,5725.61 156,92m mm md m z mmd m z mm= = == = =Chiều dài côn ngoài: 2 2 2 21 20,5 0,5.3. 21 61 96,77e eR m z z mm= + = + =Chiều rộng vành răng: 96,77.0,285 27,58e beb R mmψ= = =, chọn 28b mm=Vận tốc vòng bánh răng tính theo đường kính vòng chia trung bình:.54,02.15004,243 /60000 60000md nv m sπ π= = =Dựa theo bảng 6.3 ([1], p. 203), chọn cấp chính xác 7 với vận tốc vòng tới hạn 6 /ghv m s=.Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng.Trong mối ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn có các lực tác dụng sau đây: lực vòng tF, lực hướng tâm rF và lực dọc trục aF. Độ lớn các lực tác dụng lên bánh dẫn như sau:111111 1 11 1 12 2.2500925,654,02925,6985cos cos20cos 925,6. 20 .cos20 316,6sin 925,6. 20 .sin 20 115,22tmtnoo or to oa tTF NdFF NF F tg tg NF F tg tg Nαα δα δ= = == = == = == = =Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có chiều ngược lại, do đó.2 1 2 1 2 1, ,a r r a t tF F F F F F= = =5 Tính các hệ số tải trọng tínhHệ số tải trọng tính theo độ bền tiếp xúc:6 H H H HK K K Kβ υ α=Trong đó: HK: Hệ số tải trọng tính theo độ bền tiếp xúc.HKβ: Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng.HKυ: Hệ số tải trọng động tính theo độ bền tiếp xúc. 1HKα=: Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng tính theo độ bền tiếp xúc.Giá trị 1,3HKβ=được tra trong bảng 6.18 ([1], p. 246).Giá trị 1,10HKυ=được tra trong bảng 6.17 ([1], p. 245)Từ đó suy ra 1,1.1,3.1 1,43HK= =Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn:F F F FK K K Kβ υ α=Trong đó: FK: Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn.FKβ: Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng.FKυ: Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn1FKα=: Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng tính theo độ bền uốn.Giá trị( )1 1 .1,5 1,45F HK Kβ β= + − =7 Giá trị 1,10F HK Kυ υ= =Do đó: 1,1.1,45.1 1,595FK= =Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:2122 10,85HH H MmT K uZ Z Zd buεσ+=Với HZ: Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, do 20oα=nên 1,76HZ=MZ: Hệ số cơ tính vật liệu, cả 2 bánh răng đều bằng thép nên 12275MZ MPa=Zε: Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc, khi 1,2αε=thì 0,96Zε=0,85: Hệ số kinh nghiệm xét đến giảm khả năng tải của bộ truyền bánh răng côn so với bánh răng trụ.222.25000.1,43. 2,905 11,76.275.0,96 4850,85.54,02 .28.2,905HMPaσ+= =Giá trị [ ]548,2H HMPaσ σ≤ = thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.Số răng tương đương với bánh răng thẳng răng trụ:1112222122,35os os2061178,35os os70oozzc czzc cυυδδ= = == = =Hệ số dạng răng FY:8 Đối với bánh dẫn: 111,32 13,23,47 3,47 4,0622,35FYzυ= + = + =Đối với bánh bị dẫn: 2213,2 13,23,47 3,47 3,544178,35FYzυ= + = + =Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):Đối với bánh dẫn: [ ]1127066,54,06FFYσ= =Đối với bánh bị dẫn: [ ]22231,465,33,544FFYσ= =Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn do có độ bền thấp hơn.Ứng suất uốn tính toán:2 220,85.F t FFmY F Kbmσ=Trong đó: Fσ: ứng suất uốn tính toán.2FY: Hệ số dạng răng tương đương bánh răng trụ răng thẳng.2tF: Lực vòng tác dụng lên bánh bị dẫn, 2925,6tF N=FK: Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn. 1,595FK=.Từ đó, ta có:23,544.925,6.1,59585,460,85.28.2,5725FMPaσ= =9 Giá trị [ ]285,46 231,4F FMPa MPaσ σ= ≤ =Do đó điền kiện độ bền uốn được thỏa.3. Tính toán trục truyền chuyển động quay tới bánh xe.Tương tự trục truyền chuyển động quay từ động cơ tới bánh răng chủ động trong cơ cấu vi sai, trục truyền chuyển động quay từ cơ cấu vi sai tới bánh xe chủ yếu là truyển moment xoắn. Do đó ta chỉ cần xác định sơ bộ đường kính trục.Moment truyền tới trục có độ lớn 2 125000T T Nmm= =.Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi, có ứng suất uốn cho phép [ ]75MPaσ=, do đó ứng suất xoắn cho phép [ ] [ ]0,5 0,5.75 37,5MPaτ σ= = =Từ đây suy ra [ ]2335 5.2500014,9437,5Td mmτ≥ = =.Để đảm bảo kích thước ta chọn trục có đường kính d mm=4. Tính toán đường kính ống trụ chứa trục truyền đến bánh xe.10 . Chương: tính toán bền một số chi tiết.1. Tính toán trục truyền moment tới bánh răng chủ động trong cơ cấu vi sai. Đối với trục này ta chỉ cần tính toán đường. 35.25.100018,420d mm≥ ≈Ta chọn đường kính trục dmin=28mm 2. Tính toán bánh răng côn trong cơ cấu vi sai. Moment xoắn trên trục quay của bánh dẫn là: 125000T