972 8chuong3tinh toan thiet ke hop so c33zr 20130111024704

CHƯƠNG III
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỘP SỐ
3.1. Trình tự tính tốn.
3.1.1 Số liệu
Loại

: ơ tơ Matiz

Loại hộp số : 02 trục
Bánh xe
: 6.15 – 13
Memax = 68,8 (Nm)
Ga = 1210(kG)
Nemax = 52 (Ml)
Số tay số : 05
Tỷ số truyền : i1=3,818

i4= 1,029

i2= 2,210

i5= 0,827

i3= 1,423

i0= 4,444

3.1.2 Xác định khoảng cách giữa hai trục
Khoảng cách trục A được xác định theo biểu thức :
A c.3

M

e max

C= 14.5  16.0 – Hệ số kinh nghiệm (đối với ô tô con)
Chọn C=16.0.
Memax

-

Mô men cực đại của động cơ (Nm)
Memax = 6 8,8 Nm

3
Ta có : A 16.0. 68,8 63

(mm)

3.1.3 Chọn mơ đun bánh răng m
Được xác định theo công thức kinh nghiệm


m = (0.032  0.04).A
= (0.032  0.04).63
= (2.176  2.72)
Chọn m= 2.5 (mm)
3.1.4 Chọn sơ bộ góc nghiêng của tất cả các bánh răng
 = 1 = 2 = 3 = 4 = 300  500 (Đối với ô tô con)
Chọn  = 30 0 => Cos  =0.866.
- Xác định số răng các bánh

Zi 

2 A. cos 

m

n

i

(1  i hi )

Zi’ = Zi.ihi
Trong đó :
mn : Mơ đun pháp tuyến của răng.
i : Góc nghiêng của răng ở số thứ i
ihi : Tỷ số truyền ở số thứ i
Thay số ta lập được bảng sau :
Cặ

1

2

3

4

p

5
Z

10

11

20

21

2
3

Z’

37

36

27

23

2
2

Tính loại tỷ số truyền :

i

Z
Z'

Ta có :
i1 = 3.7

i3 = 1,35

i4 = 1,12

i2 = 3.27

i5 = 0.958

- Tính lại chính xác khoảng cách truc A.
Sử dụng công thức:

A

m (Z  Z ' )
i

n

i

i

2Cos

Ta đều có : A1= A2= A3= A4= A = 63 (mm)
Do đó khơng cần tiến hành dịch chỉnh bánh răng.
3.2 Tính tốn kiểm tra
3.2.1 Chế độ tải trọng tính tốn.
Mơ men truyển từ động cơ
Memax = 68,8 Nm.
Mô men theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến :



M  max 

max

. G . r bx

i .i
0

h1

Trong đó :
max : Hệ số bám cực đại. Chọn max = 0,8
G : Trọng lượng bám.
Xe 4x4 => G = 1160 kG
Bánh xe : 6.15  13

r bx 0.93(6.15 
Ta có :

12
).25.4 299
2
(mm)


M  max 

0,8.1160.299
17,7
4,125.3,8
(kGm)

Ta thấy : Mmax > Memax
Chọn MT =M4t4 =73 (Nm)

3.2.2. Lực tác dụng lên các bánh răng
Lực vòng :
P

2. M T . cos 
Z . mn

Lực hướng kính :

P

r

P.

tg
tg

Lực dọc trục:

p

a

 P.tg

Ta tìm được bảng số liệu sau:
P1= 505.7 kG
P2= 459.7 kG
P3= 252.8 kG
P4= 210.7 kG
P5= 200,5 kG

Pr1 = 318.8 kG
Pr2 = 289.6 kG
Pr3 = 159.3 kG
Pr4 = 132.7 kG
Pt5 = 126,7 kG

3.2.3.Tính bền bánh răng
- Tính sức bền uốn.

Công thức :



u

k d . k ms . k c . k TP . k gc .

P
b. . mntb . y. k 

Pa1 = 252 kG
Pa2 = 265.3 kG
Pa3 = 146 kG
Pa4 = 121.8 kG
Pa5 = 119,6 kG


Điều kiện :

   u
u

3500
  u 
1500

kG/cm2 đối với số I và số II
kG/cm2 đối với số III và số IV

Trong đó :
b : Chiều rộng làm việc của bánh răng.
y : Hệ số dạng răng.
kd : Hệ số tải trọng động
kd =1.5  2.0

Chọn kd = 1.7

kms: Hệ số tính đến ma sát.
Bánh chủ động kms = 1.1
Bánh bị động kms = 0.9
kc : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp
bánh răng trên trục. Chọn

kc = 1.

Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng
khi gia công gây nên.
Ktp số thấp =1.1

đối với số I và số II.

Ktp số cao =1.3

đối với số III và số IV.

k : Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiếu
trục đối với độ bền của răng. Chọn k = 1.5
Kgc : Hệ số tính đến ứng xuất tập trung ở các góc lượn của răng
do các phương pháp gia cơng gây nên.

Với các góc lượn được mài, kgc = 1.
Tra bảng ta có hệ số dạng răng của các bánh răng như sau :
Bánh răng

Z

Ztđ

y


1

10

15

0.105

2

11

17

0.117

3

20

23

0.098

4

21

28

0.126

5

23

29

0,1245

1’

37

57

0.154

2’

36

55

0.152

3’

27

42

0.148

4’

23

35

0.144

5’

21

30

0,124

Cặp bánh răng cài số 1
Bánh 1:
b = 30 mm = 3 em
m = 2.5 mm = 0.25 cm
y = 0.105
kđ = 1.7

kms = 1.1

kc = 1

ktp = 1.1

k = 1.5

kgc = 1
505,7

=>

 u1 1,7.1,1.1,1. 3.3,14.0,25.0,105.1,5 2804

Thoả mãn điều kiện :



u1

   u

kG/cm2

= 3500 kG/cm2

- Bánh 1’:
505,7

 u '1 1,7.1,1.1,1. 3.3,14.0,25.0,154.1,5 1912
Cặp bánh răng số 2 :
Bánh 2:

kG/cm2 <   u


459,7

 u 2 1,7.1,1.1,1. 3.3,14.0,25.1,5.0,117 2288


Thoả mãn điều kiện :

u2

   u

kG/cm2

= 3500 kG/cm2

Bánh 2’
459,7

 u '2 1,7.1,1.1,1. 3.3,14.0,25.1,5.0,152 1761


Thoả mãn điều kiện :

u '2

kG/cm2

   u

Cặp bánh răng cài số 3 :
Bánh 3 :
525,8

 u 3 1,7.1,1.1,1. 3.3,14.0,25.1,5.0,098 1502
Thoả mãn điều kiện :



u3

   u

u '3

   u

kG/cm2

Bánh 3’:



u '3

995

kG/cm2

Thoả mãn điều kiện :



Cặp bánh răng cài số 4:
Bánh 4:
210,7

 u 4 1,7.1,3.0,9. 3.3,14.0,25.1,5.0,146 840
Thoả mãn điều kiện :
Bánh 4’:



u4

   u

kG/cm2




u '4

852

kG/cm2



Thoả mãn điều kiện :

u '4

   u

- Tính sức bền tiếp xúc
áp dụng cơng thức :

 tx 0,148. cos 

P.E
1 1
(  )
b'.sin  . cos  r1 r 2

Trong đó :
E

: Sức bền đàn hồi. CHọn E= 2,1 kG/cm2

r1,r2 : Bán kính vịng lăn của bánh răng chủ động và bị động


: Góc ăn khớp. Lấy  = 200.



: Góc nghiêng của răng. Lấy  = 300.

b’

: Chiều dài tiếp xúc của răng.

b' 

b
30

34,6
cos  0,866
(mm)

Điều kiện :  tx   tx = 12000 gK/cm2
Cặp bánh răng cài số 1:



tx1 1'

0,418.0,866.

505,7.2,1 2
2
(

) 10,5
3,46.0,32 2,5 10,6
gK/cm2

Thoả mãn điều kiện :  tx1 1'   tx
Cặp bánh răng cài số 2:




tx 2  2 '

0,418.0,866.

459,7.2,1 2
2
(

) 9,66
3,46.0,32 3,2 10,4

gK/cm2

 
Thoả mãn điều kiện :  tx 2 2'   tx
Cặp bánh răng cài số 3:

 tx3 3' 0,418.0,866.

252,8.2,1 2
2
(

) 6,15
3,91.0,32 5,8 7,8
gK/cm2

Thoả mãn điều kiện :  tx3 3'   tx
Cặp bánh răng cài số 4:

 tx 4 4' 0,418.0,866.

210,7.2,1 2
2
(

) 5,57
3,91.0,32 6,9 6,6
gK/cm2

 

Thoả mãn điều kiện :  tx 4 4'   tx

Y

- Tính tốn trục hộp số
Sơ đồ phân tích lực
YB

YB

XB
Pr1

A
Pa1

Xc

P2

XB
I

P1

B

Pa2
C

Z

X

D
II

Pr2

Yc

Xc
l

Yc


Trục sơ cấp I:

d

1

10,6.3

M

e max

(mm)

Với Memax = 65 Nm
d1 =35 (mm)
l1 = d1/0,18 = 35/0,18=194 (mm)
Trục thứ cấp :
d2 = 0,45.A = 0,45.63 = 30,6 (mm)
Lấy l2 = 190 (mm)

Với sơ đồ phân tích lực, ta xác định phản lực tác dụng lên các gối khi cài
từng tay số.
Có 1-2-3-4-5 lần lượt là vị trí các bánh răng 1-2-3-4-5 trên trục sơ cấp và
thứ cấp.


A

o

o

B
38

53

o

25

o

42

Khi cài số 4 :
P4 = 210,7 kG
Pr4 = 133,7 kG
Pa4 = 121,8 kG

m

AY

0

 YB.250 –Pr4.38 = 0
 YB = 20,32 (kG).

Y = 0

 Pr4 = YA + YB
 YA = Pr4 – YB = 113,37 (kG)

m

AY

0

 XB.250 – P4.38 = 0
 XB = 32,02 (kG).

X = 0

 P4 - XA - XB = 0
 XA = P4 - XB =178,67 (kG).

92