969 8chuong 3 bf26g 20130111024451

CHƯƠNG 3

TÍNH TỐN KIỂM NGHIỆM CÁC CHI TIẾT
3.1.Các thơng số ban đầu.
- Tỷ số truyền của hộp số ở các tay số:
Số I

3,818

Số II

2,21

Số III

1,423

Số IV

1,029

Số V

0,858

Số lùi

3,583

- Trọng lượng của xe

G = 1210KG

- Số vòng quay ổn định tối thiểu động cơ

nemin = 2500 v/ph

- Công suất cực đại của động cơ

Nemax = 52kw

đạt được ở vòng quay

neN = 6000 v/ph

- Mô men xoắn cực đại tại 6000 v/ph là : 1400N.m
Và một số các thông số khác về kết cấu và kích thước của hộp số
và các chi tiết của nó sẽ được trình bày cụ thể trong q trình tính tốn
3.1.1. Kiểm nghiệm bánh răng bị động số I về độ bền uốn.
- Bánh răng bị động số I là bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất
uốn của nó được tính theo cơng thức:
 F1 

2.M t k F Y .Y YF 1

 F2 

bW .d w1 .m

 F 1 

 F 1 .YF 2
  F 2 
y F1

Trong đó:
Mt- Mơ men tính tốn. M t=Mđmax.i i .  i =1400x1,5x0,98=2058N.m
Mđmax- Mô men xoắn lớn nhất của động cơ. M đmax = 1400N.m
26


i -

Hiệu suất truyền lực từ động cơ đến BZ cần tính.  i =0,98

i i -Tỷ số truyền từ động cơ đến BZ cần tính. : i i =3,8/3,5=1,085
m=9

:b w = 36 :d w1 =m.z=12x9 =108

Y  -Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y  =1/ a :
 a =1,88-3,2(1/z 1 +1/z 2 )=1,54 vây Y  =1/ a =1/1,54=0,65
Y  - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng ,với răng thăng Y  =1
Y F 1 , Y F 2 - Hệ số dạng răng bánh răng số1,bánh răng số 2
Y F 1 =3,46

: Y F 2 =3,42

K F - Hệ số tải trọng;

K F = K Fv . KF k F

KF - Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng theo chiều rộng vành
răng,

KF

=1.05

K Fv -Hệ số tải trọng động K Fv =1
k F -Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi
răng k F =1
Như vậy ta có: K F = 1,05x1x1=1,05
Vậy:  F 1 =198[N/mmN/mm 2 ]  F 1 

:  F 2 =196 [N/mmN/mm 2 ]  F 2 

3.1.2. Kiểm nghiệm bánh răng bị động số I về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức V-22 trang 158 tài liệu [N/mm2] tập II phần II ứng
suất tiếp được xác định theo công thức sau:

 H  z m z H z

2 M t K H  i  1
2

bw .d w1 .i

27

  H 

Trong đó i là tỷ số truyền của cặp bánh răng số I.
ta có: i 

Z 2 42
 3,5
Z1 12

Z M -Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng: =6,5
Z H -Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:=1,56
Z  -Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thăng
4  a
3

Z=

= 0,9

K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với :
K H =K Hv .K H .K H với K H =1 :
K H -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc:
K H =1,05 : K Hv =1
 H =105 [N/mmN/mm 2 ]  H 
 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải do nhiều nguyên nhân:
nhả li hợp đột ngột, ga đột ngột, xe sa xuống hố. Với hệ số tải trọng
M max

động K td = M = (là hệ số dư trữ mômen li hợp)  =2 2,5 chon 
t
=2 Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc
và ứng suất uốn lớn nhất .
Để tránh biến dạng dư hoặc mòn lơp bề mặt răng, ứng suất tiếp
xúc cực đại  H max = H K qt  [N/mm H ] max =105. 2 =148,5 [N/mmN/mm 2 ]

28


Đồng thời đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng, ứng suất uốn cực đại  F max tại mặt lượn không được vượt
quá một giá trị cho phép  F max = F .k qt  [N/mm F ] max =198x2=396 [N/mmN/mm 2
]
3.2. Tính tốn kiểm bền trục chính của hộp số.
Tính tốn kiểm nghiệm trục của hộp số nhằm mục đích xem trục
có thoả mãn với điều kiện làm việc hay khơng. Tính tốn trục làm cơ
sở cho việc khai thác sử dụng hộp số và tính tốn thiết kế sau này.
Trục của hộp số được tính tốn theo độ bền xoắn, uốn, ứng suất
chèn dập và hệ số an toàn cũng như độ cững vững của trục.
Ta tiến hành kiểm nghiệm bền trục chính hộp số khi bánh răng số
I ăn khớp.
3.2.1. Tải trong tác dụng lên trục.
+ Xác định lực vòng tác dụng lên trục.
Áp dụng công thức VII-24 tài liệu [N/mm2] tập II phần II trang 162 lực
vịng:
P
Ta có: P 

2M t

m.Z

2 5145000
27222[N/mm N ]
9 42

+ Xác định lực hướng kính tác dụng lên trục.
Pr = P.tg
- Là góc ăn khớp;  = 200
Vậy Pr = 27222.tg200 = 9908 [N/mmN]

29


 Xác định phản lực ở các gối đỡ.
Phương trình đàn hồi khi khơng có ổ đỡ giữa:
y

Trong đó:



Pr .a.x L2  a 2  x 2
6 EJ



J - mô men qn tính tiết diện ngang của trục
E - mơ đun đàn hồi của vật liệu chế tạo trục
x,y - toạ độ của tiết diện xác định độ võng

Giả thiết trục chỉ chịu tác dụng của phản lực C = P r đặt tại ổ đỡ
giữa, xác định độ võng trục tại tiết diện đặt lực C. Khi đó x = L 1, a =
L2; ta có:
Pr .L12 .L22
yc 
3EJL

Trong đó:

Pr- lực hướng kính tác dụng lên trục (N)
L1- khoảng cách gối tựa A- C (mm)
L2- khoảng cách gối tựa B - C (mm)
L - tổng chiều dài trục (mm)

Trong thực tế ổ đỡ giữa (C) có độ võng bằng khơng, do đó y P =
yC. Phản lực tại ổ đỡ giữa do lực P r gây ra là:
RCY 





Pr .a L2  L12  a 2
=10280 N
2.L1 .L22

Phản lực tại các ổ đỡ còn lại:
R AY 

Pr .a  RCY .L2
=1370 N
L

R BY 

Pr  L  a   RCY .L1
=998 N
L

Bằng cách tương tự ta xác định được phản lực của các ổ đỡ theo
phương lực vòng P như sau:

30


RCX 



R A· X 

R BX 



P.a L2  L12  a 2
=28244 N
2.L1 .L22
P.a  RCX .L2

=3626 N
L

P  L  a   RCX .L1
=2741 N
L

+ Phản lực sinh ra ở các gối đỡ.
Ta có:
Mx = RAx . L 1 = 3626 x 215 = 779590 [N/mmN.mm]
My = RAy . L 1 = 1370 x 215 = 294550 [N/mmN.mm]
M u  M x2  M y2 =833 [N/mmNm]

tđ =  2  3. 2  
=



M max
833000
=
3 =
0,1.d
0.180 3

16,2[N/mmN/mm 2 ]

Mt
5145000
=50,24[N/mmN/mm 2 ]

3 =
0,2.d
0.2 80 3

tđ = 16.2 2  50.24 2 52,78  
dn = 80 [N/mmmm] đường kính ngồi trục.


40
0,5 tỷ số giữa đường kính trong và đường kính ngồi của
80

trục.
So sánh u = 79,6 < [N/mmu] = 169,7
Vậy trục đủ bền.
3.2.2. Kiểm tra độ cứng của trục.

31


Độ cứng vững của trục ảnh hưởng rất lớn tới chất lượng làm việc
của các cặp bánh răng. Khi độ cứng vững cao thì cho độ bền của bánh
răng cao và giảm tiếng ồn khi làm việc. Như vầy cần thấy phải kiểm
tra độ cứng của trục bằng 2 thông số là độ vững và góc xoay của trục
tại các tiết diện đặt bánh răng.
Tại tiết diện r trục sẽ có độ cứng lớn nhất và được xác định theo
cơng thức trang 175 tài liệu [N/mm2] tập II phần II.
Y

Pr

A

K

C

B

P

X
a

L2

L1
L

Hình 2-12. Sơ đồ xác định độ võng của trục tại K
L-Chiều dài trục; L 1, L2Khoảng cách giữa các gối đỡ; a-Khoảng
cách từ ổ A đến vị trí lắp bánh răng.
 Xác định độ võng của trục.
Độ võng của trục tại tiết diện K được xác định theo công thức:
yK 

Pr .a 2 .b 2
 [N/mmyK]
3EJ .L2

Trong đó:
E - mơ đun đàn hồi của vật liệu làm trục, E = 2,15.10 5 (N/mm2)

32


J - mơ men qn tính của tiết diện trục
[N/mmy]  0,15 (mm) – Là độ võng cho phép của trục.
 Tính góc xoay của trục tại tiết diện K.
Góc xoay của trục được xác định theo công thức:


Pr .a.b b  a 
 [N/mm]
3EJ .L2

[N/mm]  0,002 (rad) - Là góc xoay cho phép
J-Mơ men qn tính của tiết diện trục.



 D4  d 4
Với trục rỗng ta có: J 
64

ta có J 







3,14 80 4  40 4
1884000 mm 3
64





9908 285 65 220

Vậy y r  3 2,15.10 5 1884000 350 yr = 0,95.10-4 [N/mmmm]
Độ võng cho phép [N/mmy]  0,15 [N/mmmm]
Ta có yr < [N/mmyr]
Vậy tại tiết diện r trục có độ võng nhỏ hơn độ võng cho phép.
*Tính góc xoay của trục tại chỗ lắp ổ chặn: 
Mo 
C 2  

 C

Ta có:  
EJ 
 3 
 


9908

2152 565 



215


2,15.105 1884000 
565
3 

 = 0,0015 rad
Vậy  < [N/mm] = 0,002 rad

33


Vậy góc xoay cho phép so với đường tâm trục bảo đảm theo u
cầu.
3.2.3. Tính tốn kiểm nghiệm hệ số an tồn của trục.
Do tiết diện r gây ra mơ men uốn và xoắn, hệ số an toàn xác định
theo công thức VII-39 tài liệu [N/mm2] tập II phần II.
n

n  .n 
n 2

 n 2

 n  1,5 2,5

n- Hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp.
n-Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp.
n 

 1
K  a
.
   . m ;
 

n 

 1
. . m 

K  . a
  .

-1; -1: Giới hạn mỏi của vật liệu khi uốn và xoắn theo chu kỳ đối
xứng.
; : Hệ số đặc trưng quan hệ giữa giới hạn mỏi khi uốn và
xoắn tuần hoàn đối xứng mạch động.
m; m: Giá trị trung bình của ứng suất pháp khi uốn và ứng suất
tiếp khi xoắn.
a; a: Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp.
K; K: Hệ số tập trung ứng suất pháp và ứng suất tiếp.
; :Hệ số kích thước của ứng suất pháp và ứng suất tiếp.
Với các hệ số tra bảng từ (7 -4) đến (7 -7) thiết kế chi tiết.i các hệ số tra bảng từ (7 -4) đến (7 -7) thiết kế chi tiết. số tra bảng từ (7 -4) đến (7 -7) thiết kế chi tiết. tra bảng từ (7 -4) đến (7 -7) thiết kế chi tiết.ng từ (7 -4) đến (7 -7) thiết kế chi tiết. (7 -4) đến (7 -7) thiết kế chi tiết.n (7 -7) thiến (7 -7) thiết kế chi tiết.t kến (7 -7) thiết kế chi tiết. chi tiến (7 -7) thiết kế chi tiết.t.






K
K
b
-1
0,15

0,1

0,25

2,1

0,6

0,6

34

1

N/mm2
1150

N/mm2
460

-1
N/mm2
230


Trong đó:
-1 = (0,4  0,45) b chọn -1 = 0,4. b
-1 = 0,4b = 0,4 x 1150 = 460[N/mmN/mm 2]
-1 = (0,2  0,25) b chọn -1 = 0,2. b
-1 = 0,2 x 1150 = 230 [N/mmN/mm 2]
Do trục quay một chiều và làm việc không liên tục nên:
- ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng.
nên m = 0; m = max = u = 79,6 [N/mmN/mm2]
- ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng.
nên a = 0; m = 0 = tx/2= 5,42/2 = 2,71 [N/mmN/mm 2]
Do đó ta có:
n 

1
460

13,8
K  a
0,25
;
79,6
.
  . m
0,6
 

n 

Vậy n 

230
2,1 2,71
0,1 2,71 
0,6

n  .n 
n 2  n 2



13,8 23,5

13,8

2

  23,5

2

11,9

So sánh n = 11,9 > [N/mmn] = 1,5  2,5
Vậy độ cứng của trục bảo đảm.

3.2.4. Kiểm nghiệm góc xoắn của trục.
35


Theo cơng thức:


M x .
GJ p

Trong đó:
Mx: Mơ men xoắn tác dụng lên trục
 : Chiều dài chịu xoắn của trục.

Jp: Mơ men qn tính độc cực của tiết diện.
J= 0,1. d4
G: Mô đun đàn hồi loại 2 của vật liệu.
G = 8,5.105 [N/mmKG/cm2]
Vậy ta có:


5145 0,565
0,08 0
9
4
8,5.10 0,1 0,08

Để đánh giá xoắn của trục người ta thường dùng thông số góc
xoắn trên đơn vị chiều dài trục.
Ta có:

 0,08

0,14 
m
 0,565

 

Với [N/mm] = 20 trên một mét chiều dài trục.
Vậy [N/mm] = 20 > 
Sau q trình tính tốn kiểm bền trục chính của hộp số xe chạy ở
số I ở chế độ mô men xoắn cực đại ta thấy trục chính của hộp số đảm
bảo điều kiện bền về ứng suất, về hệ số an toàn, về độ cứng (độ võng
và góc xoay) và đảm bảo điều kiện góc xoắn cho phép.

36


37