tính toán thiết kế hộp số xe tải hạng
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (552.39 KB, 28 trang )
lời nói đầu
Trong giai đoạn nay, cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật đang phát triển
nh vũ bão và thu đợc rất nhiều thành tựu tác dụng to lớn vào nền kinh tế và
quốc phòng.
Đất nớc ta đang trong thời kỳ CNH-HĐH, điều này đòi hỏi cần có một
nền khoa học kỹ thuật phát triển. Trong bối cảnh đó, ngành xe máy quân đội
của nớc ta đang không ngừng nâng cao chất lợng nghiên cứu khoa học, nâng
cao trình độ chuyên môn đối lợng đội ngũ làm công tác thiết kế, quản ly,
khai thác, sử dụng xe máy trong quân đội.
Chính điều đó mới đáp ứng đợc yêu cầu ngày càng cao với sự nghiệp
phát triển đất nớc nói chung và từng bớc hiện đại hoá quân đội, nâng cao sức
chiến đấu, sẵn sàng nhận và hoàn thành mọi nhiệm vụ.
Tuy nhiên, trong điều kiện thực tế rất khó khăn của đất nớc Việt Nam
hiện nay, việc khai thác, sử dụng các trang thiết bị hiện có trong quân đội
một cách khoa học là một yêu cầu rất cấp bách, thiết yếu, nhất là các phơng
tiện xe máy, các trang thiết bị trong quân đội đều là những trang thiết bị
chuyên dụng, rất đắt tiền, ít có khả năng mua mới. Mặt khác xe máy trong
quân đội đa phần là các loại xe sản xuất tại Liên Xô cũ.
Do đó để có thể khai thác, sử dụng tốt trang bị xe máy trong quân đội ở
điều kiện địa hình Việt Nam đòi hỏi mỗi cán bộ kĩ thuật ngành xe phải nắm
chắc đặc tính kết cấu các loại xe để biết cach khai thác, bảo dỡng, sửa chữa,
phục hồi chi tiết, hệ thống trên xe.
Đồ án Tính toán thiết kế hộp số xe tải hạng trung cũng không nằm
ngoài mục đích trang bị cho cán bộ ngành xe có thêm hiểu biết về hệ thống
truyền lực nói chung và từng chi tiết trong hệ thống, nhất là có thể sửa chữa,
phục hồi các chi tiết trong hộp số. Để từ đó có cơ sở khai thác, bảo dỡng xe
đợc tốt hơn.
Xuất phát từ những điều kiện nêu trên. Đồ án sẽ đợc thực hiện theo
các nội dung chính sau:
Phần I: Cấu tạo chung và đặc tính kỹ chiến thuật xe tải
hạng trung ( điển hình(zil 131)
Phần II: PHân tích đặc điểm kết cấu của hộp số
Phần III: tính toán thiết kế hộp số
Phần I: Cấu tạo chung và đặc tính kỹ chiến thuật xe
zil-131
1.1- Cấu tạo chung
1
Xe -131 là ôtô vận tải quân sự có công thức bánh xe 6 x 6, dùng
để chuyên chở hàng hoá, trang thiết bị quân sự, và bộ đội. Ngoài ra có thể
dùng làm xe cơ sở cho các mẫu xe đặc chủng: các xe công trình xa, các xe
chuyên dùng khác.
Xe -131 là loại xe 3 cầu, với tất cả các cầu là chủ động, tải trọng
3,5 tấn, do nhà máy Li-kha-trốp chế tạo thay thế cho các loại xe -157,
-157K. Xe -131 so với xe -157 có chất lợng kéo tốt
hơn, động lực và tính năng thông qua cao hơn. Dạng cải tiến của nó có thể
lắp các thiết bị chuyên dùng hoặc thùng kín.
Xe -131 có động cơ bố trí phía trớc ngoài buồng lái, nhng kích th-
ớc bao vẫn tơng đối nhỏ, thuận tiên cho lắp bánh xe dự trữ và các trang thiết
bị phụ khác.
Xe -131 có dự trữ hành trình lớn.Việc ứng dụng các thiết bị thuỷ
lực, khí nén trong các thiết bị điều khiển đã giảm nhẹ cờng độ làm việc của
ngời lái. Hệ thống treo với bộ nhíp hoàn thiện, giảm chấn ống thuỷ lực, lốp
áp suất thấp(điều chỉnh đợc) đã làm tăng độ êm dịu chuyển động và khả
năng thông qua của xe trên các loại địa hình.
Bảng thông số tính năng chiến kỹ thuật của xe Zil-131
TT
Thông số kỹ thuật cơ bản đơn vị
Gớa tr
1 Kớch thc bao
2
Chiều dài toàn bộ mm 7040
Chiều rộng mm 2500
Chiều cao tính đến thùng mm 2975
2 Chiều dài cơ sở mm 3975
3 Kích thước thùng xe mm
Dài x rộng x cao mm 3600x2322x930
4 Tâm vết bánh xe trước/sau mm 1820/1820
5 Khoảng sáng ngầm xe trước/ sau mm 330/350
6 Tải trọng
Đường tốt KG 5000
Đường đất KG 3500
7 Trọng lượng xe không tải KG 6460
Cầu trước KG 2900
Cầu sau KG 3560
8 Trọng lượng toàn bộ KG
Cầu trước KG 3060
Cầu sau KG 7125
9 Trọng lượng moóc kéo KG
Đường tốt KG 6500
Đường xấu KG 4000
10 Bán kính quay vòng nhỏ nhất mm 10.2
11 Chiều cao sàn xe mm 1430
12 Vận tốc lớn nhất Km/h 80
13 Quãng đường phanh khi V=30Km/h m 12
14 Tiêu hao nhiên liệu ở vận tốc V=40Km/h l/100Km 40
15 Động cơ đốt trong
Zil-131,xăng 4 kỳ,8 xylanh
chữ v
Dung tích công tác l 6
DxS mm 100x95
Tỷ số nén 6,5
Công suất lớn nhất Nemax ml 150
ở số vòng quay n
eN
vòng/phút 3200
Mômen lớn nhất của động cơ Memax KGm 41
ứng số vòng quay n
eM
vòng/phút 1800…2000
16 Ly hợp Ma sát khô, 1 đĩa
17 Hộp số Cơ khí 3 trục dọc, 5 cấp
Tỷ số truyền cảu hộp số
Số I 7,44
Số II 4,1
Số III 2,29
Số IV 1,47
Số V 1,00
Số lùi 7,09
18 Hộp số phân phối
Số truyền thấp 2,08
Số truyền cao 1,0
19 Truyền lực chính Loại kép
có tỷ số truyền 7,339
20 Cơ cấu lái Vít đai ốc-Thanh răng- cung
3
rng
T s truyn 20
21 H thng phanh
Phanh cụng tỏc Tang trng loi guc tt
c cỏc bỏnh xe,dn ng
khớ nộn
Phanh dng Tang, dn ng c khớ
22 H thng treo
Trc Ph thuc,Nhớp na elớp
gim chn thu lc
Sau Cõn bng,nhớp t dc
23 S lng bỏnh xe 6+1
24 Kớch thc lp inch 12.00-20
25
Dung tớch np nhiờn liu v vt liu
dng l
Thựng xng (A-76) l 340(2 thựng)
Nc lm mỏt ng c l 31
Du bụi trn ng c(AC-8) l 9,5
Bu lc khụng khớ (AC-8) l 3,2
Tr lc lỏi (du thu lc - P) l 2.75
Hp s (TAP-15B) l 5,0
Hp s phõn phi (TAP-15B) l 3,35
Cu ch ng(TAP-15B) l 5,0
Gim chn thu lc(A-12T) l 0,45
phần II: phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số
2.1 Hộp số ba trục dọc so với hộp số loại có trục cố định và hộp số hai
trục có những u, nhợc điểm nh sau:
* Ưu điểm
- Khi cùng kích thớc ngoài, thì hộp số ba trục dọc cho ta tỷ số truyền lớn
hơn vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thực
hiện việc truyền mômen. Đặc điểm này rất quan trọng, vì hiện nay động cơ
cao tốc đợc sử dụng nhiều trên ôtô. Nếu cần đảm bảo một giá trị tỷ số truyền
nh nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thớc bé, trọng lợng nhỏ hơn làm
giảm trọng lợng toàn bộ của ôtô.
- Hộp số có số truyền thẳng với số truyền với số truyền bằng 1 khi gài trực
tiếp trục thứ cấp vào trục sơ cấp. Hiệu suất truyền lực cao nhất (coi băng1) vì
truuyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào . Trong khi đó thời gian sử
dụng số truyền thẳng chiếm tỷ lệ cao (50%ữ80%) thời gian làm việc cảu ôtô
nên nâng cao đợc tính kinh tế.
* Nhợc điểm
- Trừ số truyền thẳng, các số truyền tiến khác, mô men đều đợc truyền qua
hai cặp bánh răng( số lùi qua 3 cặp bánh răng) nên hiệu suất truyền giảm.
- Kích thớc ổ phía trớc (theo chiều chuyển động của xe ) của trục thứ cấp hộp
số bị hạn chế và ổ này đặt vào hốc sau trục sơ cấp. Vì vậy khi làm việc ổ th-
ờng xuyên chịu quá tải. Để không quá tải, có thể làm kích thớc bánh răng th-
ờng tiếp chế tạo liền trục sơ cấp lớn và nh vậy tăng đợc kích thớc ổ. Nhng
nếu bánh răng thờng tiếp lớn thì thì tỷ số truyền của cặp bánh răng thờng này
nhỏ. Do vậy kích thớc bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp không tăng đợc.
Thông thờng ổ trớc của trục thứ cấp thờng dùng ổ đũa (thanh lăn trụ). Do ổ
4
đũa không chịu lực chiều trục nên ngời ta đã chú ý chọn chiều nghiêng răng
của các bánh răng để lực chiều trục triệt tiêu không tác dụng lên ổ.
2.2 Hộp số ba trục dọc 3 cấp
* Nguyên lý làm việc
Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí có ba cấp đợc thực hiện theo
nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài. ở các số
truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục sơ cấp
và thứ cấp có cùng chiều quay. ở số lùi phải qua 3 cặp bánh răng ăn khớp
nên trục thứ cấp và trục sơ cấp quay ngợc chiều nhau. ở số truyền thẳng (số
truyền III) do gài trựctiếp trục sơ cấp vào trục thứ cấp nên chúng quay thành
một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.
Nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di trợt
đồng tốc hoặc bánh răng ăn khớp với nhau để đợc tỷ số truyền tơng ứng với
từng tay số.
Tay số Vị trí gài số Dòng lực truyền trong hộp số
0
I
II
III
lùi
3 và Z1 ở trung gian
4 sang trái Z1 ăn khớp với Z1
4 và 3 sang phải
4 và 3 sang trái
Z1 sang phải và ăn khớp với
Zo
1- Z3- Z3- 8
1- Z3- Z3-8-Z1-Z1-7
1-Z3-Z3-8-Z2-Z2-3-7
1-3-7
1-Z3-Z3-8-ZL-Zo-Z1-7
Hộp số cơ khí ba trục dọc thờng dùng ở các xe du lịch có dữ trữ công suất
lớn và vừa. Vì xe du lich yêu cầu điều khiển phải đơn giản, thời gian tăng tốc
ngắn. Nếu tăng số cấp của hộp số thì công suất động cơ đợc sử dụng tốt hơn
nhng thời gian chuyển số tăng lên, làm phức tạp điều khiển xe mà xe du lịch
thờng có công suất riênglớn nên đa số thời gian làm việc ở số truyền thẳng.
2.3 Hộp số bốn cấp
* Nguyên lý làm việc tơng tự nh hộp số cơ khí 3 trục dọc với 3 cấp
Loại hộp số bốn cấp thờng dùng ở ôtô du lich có dữ trữ công suất nhỏ; ôtô
vận tải hạng nhẹ và hạng vừa nhằm sử dụng tốt công suất của công suất động
cơ. Hộp số này lắp trên các xe quân sự và xe bọc thép bành hơi nh:
GAZ-66, GAZ-53, UAZ-469, BRĐM, BTR-60PB
2.4 Hộp số cơ khí ba trục dọc có 5 cấp
* Sơ đồ động học
5
* Nguyên lý làm việc
Điểm cấu tạo và nguyen lý làm việc của hộp số 5 cấp tơng tự nh hộp số 3,4
cấp nhng có một số diểm khác là:
- Để thực hiện việc chuyển số,sử dụng hai đồng tốc: Đồng tốc 4 để gài số
truyền IV,V; đồng tốc 11 để gài số truyền II,III. Số truyền V là số truyền
thẳng.
- Cặp bánh răng Z5,Z5; Z4; Z3; Z3; Z2; Z2 đều là cặp bánh răng trụ răng
nghiêng thờng xuyên ăn khớp . Gài số truyền I và số lùi nhờ bánh răng trụ
răng thẳng Z1 di trợt dọc trục thứ cấp 7.
- Khối bánh răng số lùi thờng xuyên quay khi hộp số làm việc nhờ bánh răng
số lùi ZL lắp cố định trên trục trung gian và ăn khớp với bánh răng ZL.
Dựa vào phân tích u nhợc điểm kết cấu và u nhợc điểm của từng loại hộp số
trên ta chọn phơng án thiết kế hộp số cho xe Zil-131 là hộp số cơ khí 3 trục
dọc có 5 cấp.
Phần III: tính toán thiết kế hộp số zil 131
3.1 Chọn tỷ số truyền của hộp số.
Tỷ số truyền ở số I đợc xác định theo công thức sau:
I
hs1
=
tle
bx
iM
rG
0max
max
Trong đó :
max
- là hệ số cản chuyển động lớn nhất
G- Trọng lợng toàn bộ của ôtô, tính theo N.
R
bx
- bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, tính theo m
M
emax
- mô men quay cực đại của động cơ, tính theo N.m
i
0
- tỷ số của truyền lực chính đợc tính theo công thức
i
0
=
65,2
bx
r
6
ở đó: - Hệ số vòng quay của động cơ, đối với ôtô vận tải =4050
Đối với hộp số 5 cấp với số V là số truyền thẳng thì các số còn lại trong hộp
số đ\ợc tính theo công thức
i
h5
=1; i
h4
=
4
1h
i
; i
h3
=
4
1
2
h
i
; i
h2
=
4
1
3
h
i
;
3.2.Xác định các thông số cơ bản của hộp số.
3.2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp số
a) Khoảng động học và khoảng lực học của ôtô
- Khoảng động học của ôtô
d
k
=
min
max
t
t
V
V
Trong đó: V
tmax
là vận tốc lớn nhất của ôtô (Km/h)
V
tmin
là vận tốc nhỏ nhất của ôtô(Km/h)
- Khoảng động lực học của ôtô
d
1
=
1
0
x
G
G
x
(1)
Trong đó:
là hiệu suất của ôtô có kể đến tổn thất trong thiết bị động lực
=0,8
0,85 ở đây chọn
= 0,82
0
- Hệ số quy dẫn từ 0,040,06. Đối với xe Zil-131 chọn
0
=0,058
Do đó
0
x
= 0,058x0,82=0,03444
G- Trọng lợng toàn bộ cảu ôtô (Kg) G=10185
G
- Trọng lợng bám của ôtô(Kg) G
=10185 vì xe có cả ba cầu đều chủ
động.
- Hệ số bám, =0,70,8. Đối với xe Zil-131 chọn =0,72
Thay các đại lợng đó vào công thức (1) ta đợc d
1
=15,14
d
1
=d
k
=15,14.
V
tmin
=
1
max
d
V
t
=5,3(Km/h)
3.2.2 Xác định tỷ số truyền lớn nhất của và nhỏ nhất của hệ thống
truyền lực.
Theo số liệu đầu bài ta có tỷ số truyền của truyền lực chính i
0
=7,339
3.2.3 Xác định tỷ số truyền của các tay số trong hộp số
Tay số I : i
hs1
=7,44
Tay số II: i
hs2
=4,1
Tay số III: i
hs3
=2,29
Tay số IV: i
hs4
= 1,47
Tay số V: i
hs5
=1,0
Tay số lùi: i
hsl
=7,09
3.2.4 Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số
A=k
3
maxe
M
[mm]
Với:
A- Khoảng cách giữa các trục[mm]
M
emax
- Mô men xoắn lớn nhất cảu động cơ M
emax
=410 [Nm]
7
K- Hệ số kinh nghiệm. Đối với ôtô tải chọn K=18,7 do đó
A=125 [mm]
3.2.5 Xác định các thông số cơ bản của bánh răng
a) Mô đun pháp tuyến của bánh răng
Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : m
n
= 3 [mm]
Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: m
n
= 2 [mm]
b) Xác định số răng của bánh răng trong hộp số
Số răng Z5 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp đợc chọn
theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z5=15
- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng luôn ăn khớp
i
5
=
1
.
cos.2
5
4
Zm
A
n
Trong đó: i
5
- tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
- Góc nghiêng của tất cả các răng. Chọn =20
0
i
5
=
8,41
15.3
20cos125.2
=
Số răng Z5 của bánh răng bị động cặp bánh răng luôn ăn khớp đợc xác định:
Z5=Z5xi
5
=15x4,872
Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong hộp số
A=
20cos.2
)8,41(15.3
cos.2
)1(5.
cos.2
)5'5(
5
5
5
+
=
+
=
+
iZmZZm
nn
=139 [mm]
Tỷ số truyền của các cặp bánh răng đợc gài ở số truyền
i
1
=
55,1
8,4
44,7
5
1
==
i
i
h
i
2
=
85,0
8,4
1,4
5
2
==
i
i
h
i
3
=
477,0
8,4
29,2
5
3
==
i
i
h
i
4
=
31,0
8,4
47,1
5
4
==
i
i
h
i
5
=
21,0
8,4
0,1
5
5
==
i
i
h
Ta xác định các số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả
thiết các bánh răng đều có cùng mô đun và góc nghiêng của răng nh đã chọn.
Z1=
34
)55,11.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
1
1
=
+
=
+ im
A
n
Z2=
47
)85,01.(3
20cos.125.2
)1(
cos.2
2
2
=
+
=
+ im
A
n
Z3=
59
)477,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
3
3
=
+
=
+ im
A
n
8
Z4=
67
)31,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
4
4
=
+
=
+ im
A
n
Z5=
72
)21,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
5
5
=
+
=
+ im
A
n
Với Z1, Z2, Z3, Z4, Z5: Số răng của các bánh răng chủ động tơng ứng với
các số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục trung gian của hộp số.
Để đảm bảo triệt tiêu đợc lực dọc trục ta cần bố trí các bánh răng sao cho
thoả mãn các điều kiện sau:
tg
1
=
0
1
5
1
75,917,020
72
34
.
'
'
===
tgtg
Z
Z
tg
2
=
0
2
5
2
37,1324,020
72
47
.
'
'
===
tgtg
Z
Z
tg
3
=
0
3
5
3
6,163,020
72
59
.
'
'
===
tgtg
Z
Z
tg
4
=
0
4
5
4
7,18339,020
72
67
.
'
'
===
tgtg
Z
Z
tg
5
=
0
1
5
5
75,917,020
72
34
.
'
'
===
tgtg
Z
Z
Ta tính chính xác lại số răng của các bánh răng trên trục trung gian
Z1=
36
)55,11(3
76,9cos125.2
)1(
cos.2
1
1
=
+
=
+ im
A
n
Z2=
49
)85,01(3
37,13cos125.2
)1(
cos.2
2
2
=
+
=
+ im
A
n
Z3=
60
)477,01(3
6,16cos125.2
)1(
cos.2
3
3
=
+
=
+ im
A
n
Z4=
67
)31,01(3
7,18cos125.2
)1(
cos.2
4
4
=
+
=
+ im
A
n
Z5=
72
)55,11(3
75,9cos125.2
)1(
cos.2
5
5
=
+
=
+ im
A
n
- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng(Số răng của bánh răng bị động t-
ơng ứng với số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số).
Z1=i
1
xZ1=1,55x36=56
Z2=i
2
xZ2=0,85x49=42
Z3=i
3
xZ3=0,477x60=29
Z4=i
4
xZ4=0,31x67=21
Z5=i
5
xZ5=0,21x72=16
- Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i
1
,i
2
,i
3
,i
4
,i
5
9
i
1
=
643,0
56
36
1
1'
==
Z
Z
i
2
=
17,1
42
49
2
2'
==
Z
Z
i
3
=
07,2
29
60
3
3'
==
Z
Z
i
4
=
19,3
21
67
4
4'
==
Z
Z
i
5
=
5,4
16
72
5
5'
==
Z
Z
- Xác định tỷ số truyền trong hộp số i
hs1
, i
hs2
i
hs3
i
hs4
i
hs5
.
i
hs1
=
7
1'.5
1.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs2
86,3
2'.5
2.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs3
175,2
3'.5
3.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs4
41,1
4'.5
4.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs5
1
5'.5
5.5'
=
ZZ
ZZ
- Xác định kích thớc hình học của bánh răng
Chọn mô đun của cặp bánh răng thờng tiếp: m
n
=3
* Chọn cặp bánh răng thờng tiếp: là bánh răng trụ răng nghiêng số
răng Z5=16; Z5=16x4,5=72
Góc nghiêng của cặp bánh răng
5
=9,75
Hệ số dịch chỉnh x=0.
Hệ số chiều cao đỉnh răng: h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
=1,25
Góc prôphin gốc: =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
5cos
tg
)=arctg(
75,9cos
20tg
)=20,27
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t
cos.
)=arccos(
139
27,20cos.139
)=20,27
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
1
=
7,48
75,9cos
3.16
cos
.5
5
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+2.m=54,7 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f1
=d
1
-2,5.m=41,7 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
10
Trong đó hệ số
ba
phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng,
số truyền và tải trọng. Theo bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí tạp I/T97 ta chọn
ba
=0,19
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia : d
2
=
17,219
75,9cos
372
cos
.5'
5
==
xmZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a2
=d
2
+2m =219,17+2.3=225,17 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f2
=d
2
-2,5m =219,17-3.2,5=211,17 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
.A=0,19.139=26,41 [mm]
* Cặp bánh răng số 2: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 2 là m
n
=3 là
bánh răng trụ răng nghiêng.
Số răng Z2=42; Z2=49
Góc nghiêng
2
=13,37
0
Hệ số dịch chỉnh x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
*
=1,25
Góc prôphin gốc : =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
2cos
tg
)=arctg(
75,139cos
20tg
)=21,03
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t
cos.
)=arccos(
139
03,21cos.139
)=21,03
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
2
=
1,151
37,13cos
3.49
cos
.2'
2
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a2
=d
2
+2.m=157,1 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f2
=d
2
-2,5.m=143,6 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,18x139=25,02 [mm]
* Cặp bánh răng số 3: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh răng
trụ răng nghiêng có Z3=29; Z3=60
Góc nghiêng răng :
3
=16,6
0
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng : h
f
=1,25
Góc prôphin gốc : =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
3cos
tg
)=arctg(
6,16cos
20tg
)=20,80
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t
cos.
)=arccos(
139
80,20cos.139
)=20,80
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
3
=
78,90
6,16cos
3.29
cos
.3
3
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=96,78 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=83,28 [mm]
11
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia : d
3
=
83.187
6,16cos
3.60
cos
.3'
3
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=193,83 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=180,33 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
* Cặp bánh răng số 4: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 4 là m=3 là cặp
bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số
Số răng : Z4=21; Z4=67
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Góc nghiêng răng là
4
=18,7
0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng : h
f
=1,25
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
4cos
tg
)=arctg(
7,18cos
20tg
)=21,02
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t
cos.
)=arccos(
139
80,20cos.139
)=21,02
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
3
=
51,66
7,18cos
3.21
cos
.4
4
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=72,51 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=59,01 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,22x139=30,58 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia : d
3
=
20,212
7,18cos
3.67
cos
.3'
3
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a4
=d
4
+2.m=218,20 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=204,70 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,22x139=30,58 [mm]
* Cặp bánh răng số1: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là 3 là cặp bánh
răng trụ răng thẳng có số răng là: Z1=56; Z1=36
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
*
=1,25
+ Với bánh chủ động
Đờng kính vòng chia : d
1
=Z
1
xm=56x2=112 [mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+2.m=116 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=107 [mm]
Góc prôphin gốc : =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
1
cos
tg
)=arctg(
0cos
20tg
)=20
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t
cos.
)=arccos(
139
20cos.139
)=20
0
12
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,25x139=34,75 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia : d
3
=
134
0cos
2.67
cos
.1'
1
==
mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=138 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=129 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,25x139=34,75 [mm]
3.3 Tính toán kiểm bền bánh răng
Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC=50ữ59,[
b
]=1000Mpa, ,
[
c
]=800Mpa, Nhiệt luyện thấm nitơ
Với cặp bánh răng số 5 là cựp bánh răng thờng tiếp chọn độ cứng cao hơn
HRC= 58. Các cặp bánh răng khác chọn HRC=50
3.3.1 Tính cặp bánh răng thờng tiếp :
Mô men tính toán xác định theo động cơ trên trục sơ cấp :
Ta có M
emax
=410 Nm
Mô men tính toán xác định theo bám
M
b
=G
0
max
.
.
iii
r
pa
k
Trong đó r
k
bán kính tính toán của xe chủ động : r
k
=.r
Với là hệ số biến dạng của lốp; nằm trong khoảng từ 0,93ữ0,935 . chọn
=0,935 ; r=
559,0
1000
4,25
.
2
20
12
1000
4,25
2
=
+=
+
d
b
[m]
M
b
=54,39 KGm=543,9 Nm
Mô men tính toán đợc chọn giá trị nhỏ nhất trong hai gia trị . Do đó ta chọn
M
n
=410 Nm
* Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .
F1
=
[ ]
1
1
1
2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM
F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y
Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=410 Nm
M=3; b
w
=26,41 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=24,35 mm
- Hệ số trùng khớp
=
627,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =
+
ZZ
Y
=1/
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y
=0,614
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y
=1-
2
/140=1-0,349/140
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,7; Y
F2
=3,6
13
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F
. K
F
K
FV
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F
=1,05;
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F
=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1
F1
=728 [MPa]
F2
=728.3,6/3,7=708,32 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S
lim0
Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 440MPa =440.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=400 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=440/1,75=251,43 N/mm
2
[
F2
]=400/1,75=228,6 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc :
H
=Z
M
.Z
H
.Z
[ ]
H
w
aw
aHtt
dib
iKM
+
1
2
)1( 2
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có Z
M
=234 và theo bảng 6.12 ta có Z
H
=1,67
Z=
785,0
1
=
với
là hệ số trùng khớp dọc
=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,627
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H
.K
H
.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H
=1,06
14
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng
đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K
H
=1,05
K
HV
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng
6.13 và phụ lục P2.3TTTKCTM ta có K
HV
=0.91
K
H
=1,06.1,05.0,91=1,0128
H
=234.1,67.0,785
=
+
2
35,30.8,4.41,26
)18,4(0128,1.410.2
62,3
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có
0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
3.3.2 Tính cặp bánh răng số 2:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .
F1
=
[ ]
1
1
1
2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM
F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y
Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=25,02 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=151,1 mm
hệ số trùng khớp dọc:
=b
W
.
614,0
14,3.3
37,13sin
.02,25
.
sin
==
m
- Hệ số trùng khớp
=
627,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =
+
ZZ
Y
=1/
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y
=0,599
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y
=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,7; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F
. K
F
K
FV
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F
=1,05;
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F
=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
15
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1
F1
=743,53 [MPa]
F2
=743,53.3,6/3,7=723,43 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S
lim0
Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc :
H
=Z
M
.Z
H
.Z
[ ]
H
w
aw
Htt
dib
iKM
+
1
2
2
)1( 2
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có Z
M
=234 và theo bảng 6.12 ta có Z
H
=1,67
Z=
774,0
1
=
với
là hệ số trùng khớp dọc
=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,75
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H
.K
H
.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H
=1,06
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng
đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K
H
=1,05
K
HV
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng
6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có K
HV
=0.91
K
H
=1,06.1,05.0,91=1,0128
H
=234.1,67.0,774
=
+
2
02,25.17,1.1,151
)117,1(0128,1.1968.2
84,26
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
16
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có
0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
* Tính cho cặp bánh răng số 3:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .
F1
=
[ ]
1
1
1
2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM
F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y
Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=26,41 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=90,78 mm
hệ số trùng khớp dọc:
=b
W
.
8,0
14,3.3
6,16sin
.41,26
.
sin
==
m
- Hệ số trùng khớp
=
72,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =
+
ZZ
Y
=1/
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y
=0,582
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y
=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F
. K
F
K
FV
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F
=1,05;
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F
=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1
F1
=726,53 [MPa]
F2
=726,53.3,62/3,7=710,082 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S
lim0
17
Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc :
H
=Z
M
.Z
H
.Z
[ ]
H
w
w
Htt
dib
iKM
+
1
2
3
3
)1( 2
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có Z
M
=234 và theo bảng 6.12 ta có Z
H
=1,67
Z=
762,0
1
=
với
là hệ số trùng khớp dọc
=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,72
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H
.K
H
.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H
=1,17
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng
đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K
H
=1,05
K
HV
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng
6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có K
HV
=0.91
K
H
=1,17.1,05.0,91=1,12
H
=234.1,67.0,774
=
+
2
41,26.07,2.78,90
)107,2(12,1.1968.2
97,2
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có
0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
* Tính cho cặp bánh răng số 4:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
18
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .
F1
=
[ ]
1
1
1
2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM
F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y
Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=30,58 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=66,51 mm
hệ số trùng khớp dọc:
=b
W
.
041,1
14,3.3
7,18sin
.58,30
.
sin
==
m
- Hệ số trùng khớp
=
67,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =
+
ZZ
Y
=1/
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y
=0,599
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y
=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F
. K
F
K
FV
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F
=1,05;
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F
=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1
F1
=728,54 [MPa]
F2
=728,54.3,62/3,7=712,79 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S
lim0
Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
19
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc :
H
=Z
M
.Z
H
.Z
[ ]
H
w
w
Htt
dib
iKM
+
1
2
4
4
)1( 2
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có Z
M
=234 và theo bảng 6.12 ta có Z
H
=1,67
Z=
774,0
1
=
với
là hệ số trùng khớp dọc
=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,59
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H
.K
H
.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H
=1,17
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng
đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K
H
=1,05
K
HV
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng
6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có K
HV
=0.91
K
H
=1,17.1,05.0,91=1,12
H
=234.1,67.0,774
=
+
2
58,30.19,3.78,90
)119,3(12,1.1968.2
78,993
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có
0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
* Tính cho cặp bánh răng số 1:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .
F1
=
[ ]
1
1
1
2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM
F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y
20
Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=34,47 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=168 mm
hệ số trùng khớp dọc:
=b
W
.
0
14,3.3
0sin
.58,30
.
sin
==
m
- Hệ số trùng khớp
=
79,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =
+
ZZ
Y
=1/
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y
=0,558
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y
=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F
. K
F
K
FV
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành
răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :
K
F
=1,05;
K
F
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F
=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1
F1
=729,54 [MPa]
F2
=729,54.3,62/3,7=713,77 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S
lim0
Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc :
21
H
=Z
M
.Z
H
.Z
[ ]
H
w
w
Htt
dib
iKM
+
1
2
1
1
)1( 2
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có Z
M
=234 và theo bảng 6.12 ta có Z
H
=1,67
Z=
75,0
1
=
với
là hệ số trùng khớp dọc
=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,79
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H
.K
H
.K
HV
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H
=1,17
K
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng
đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K
H
=1,05
K
HV
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng
6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có K
HV
=0.91
K
H
=1,17.1,05.0,91=1,12
H
=234.1,67.0,774
=
+
2
75,34.643,0.168
)1643,0(12,1.1968.2
69
[
H
]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có
0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
3.4 Tính toán thiết kế trục
3.4.1 Các thông số ban đầu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm các bon có []=60 Mpa
* Xác định kích thớc sơ bộ của trục
Với trục sơ cấp : d
1
=10,6
3
maxe
M
=10,6
3
410
=78,75 [mm]
Với trục trung gian: d
2
=0,45.A=0,45.139=62,55 [mm]
Chiều dài trục trung gian : l
tg
=
368
17,0
2
=
d
[mm]. Trong đó d
2
=(0,160,18)l
tg
ta chọn d
2
=0,17l
tg
Với trục thứ cấp : d
3
=0,45.A=62,66 [mm]
Chiều dài trục thứ cấp: l
tc
=
5,347
18,0
3
=
d
[mm]. Trong đó d
3
=(0,180,21)l
tc
ta
chọn d
3
=0,18l
tc
*Khoảng cách giữa các ổ đỡ và bánh răng trên trục :
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục sơ cấp : l
sc
=169 mm
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục trung gian : l
tg
=363 mm
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục thứ cấp : l
tc
=352 mm
* Khoảng cách giữa các gối đỡ
22
Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục thứ cấp đến ổ đỡ
phía sau trục thứ cấp:
- Số I: l
Itc
=61mm
- Số II: l
Iitc
=129 mm
- Số III: l
IIItc
=219 mm
- Số IV: l
Ivtc
=251 mm
Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục trung gian đến ổ
phía sau trục trung gian:
- Số I: l
Itg
=61 mm
- Số II: l
Iitg
=133 mm
- Số III: l
IIItg
= 218 mm
- Số IV: l
Ivtg
=259 mm
- Cặp bánh răng thờng tiếp cách ổ đỡ cuối trục sơ cấp :
l
t
=348 mm
- Cặp bánh răng thờng tiếp cách ổ đỡ cuối cùng của trục sơ cấp
l
t
=20 mm
3.4.2 Tính toán kích thớc của hộp số :
3.4.3Trục trung gian
Mô men xoắn của trục khi ở số truyền I:
- Mô menh xoắn của trục :
M
tg1
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 [Nm]
- Các lực từ bánh răng số 1 tác động lên trục:
* Lực vòng :
F
t1
=23,43.10
3
N
* Lực hớng kính :
F
r1
=F
t
.tg
w
=8,53.10
3
N
* Lực chiều trục
F
a
=0
- Các lực từ cặp bánh răng thờng tiếp tác dụng lên trục:
+ Lực vòng: F
t2
=
3
10.43,23=
t
t
r
M
N
+ Lực hớng kính : F
r2
=F
tw
.tg
w
=8,52.10
3
N
+ Lực dọc trục : F
a
=F
t
.tg=4,026.10
3
N
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Viết các phơng trình cân bằng mô men tại các gối đỡ ta có:
Phản lực theo phơng Y:
R
BY
=20,66. 10
3
N
R
AY
=26,19.10
3
N
Phản lực theo phơng X:
R
AX
=9,53.10
3
N
R
BX
=7,52.10
3
N
Mô men uốn và mô men xoắn tại tiết diện lắp bánh răng số 1 theo phơng
X,Y
M
uX
=1,21.10
5
Nmm
M
uY
=0,46.10
5
Nmm
Mô men uốn tổng cộng: M
1
=
5
22
10.3,1=+
uYuX
MM
Nmm
Mô men uốn, xoắn tại tiết diện lắp bánh răng thờng tiếp theo phơng X,Y
23
M
uX
=3,75.10
5
Nmm
M
uY
=1,51.10
5
Nmm
Xác định ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm:
=
][1,0/
3222
<++ dMMM
uZuY
uX
3.4.4 Kiểm nghiệm trục về sức bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các
tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:
S
j
=
][
.
22
S
SS
SS
tjj
tjj
+
[s] Hệ số an toàn cho phép [s]=1,52,5
S
j
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
S
j
=
mjtjdj
K
.
1
+
24
1
là giới hạn mỏi uốn
-1
=0,35
b
+(70ữ120)=0,35.900+100=415MPa
aj
là bien độ ứng suất pháp.
aj
=
2
minmax jj
jmax
là trị số trung bình của ứng suất pháp
mj
=
2
minmax jj
+
Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó ta có
mj
=0
aj
=
jmax
=M
j
/W
j
=38,32 N/mm
2
3.4.5 Kiểm nghiệm trục về độ cứng
* Tính độ cứng uốn(Tính toán đối với số 1)
Điều kiện đảm bảo độ cứng f[f];
][
Trong đó [f]=0,1.m=0,1.3=0,3 mm
][
=0,005 rad
Độ võng của trục tính theo công thức sau:
f
A
=
lJE
baF
3
22
Trong đó: F- tổng lực tác dụng lên gối đỡ: F=
2
1
2
t
RR +
=7,19.10
3
N
a,b khoảng cách từ điểm tính độ võng đến hai gối đỡ
a=302 mm; b=61 mm
l khoảng cách hai gối đỡ l=363 mm
J mô men quán tính J=
64/.
4
d
=3,14.66
4
/64=8,76.10
5
mm
4
E mô đun đàn hồi: E= 2,2.10
5
MPa
Vởy trục đủ cứng vững
* Tính độ cứng xoắn
Trục đảm bảo độ cứng xoắn cần đảm bảo hai điều kiện sau:
=T.l/(G.J
0
)[ ]
[]=30 trên 1 mm chiều dài
G mô đun đàn hồi trợt G=8.10
4
N/mm
2
J
0
mô men quán tính độc cực: J
0
=.d
4
/32=8,76.10
5
N/mm
4
T- mômen xoắn của trục : T=19,68.10
5
Nmm
L -chièu dài đoạn trục đang tính l=363 mm
=0,0021 độ
Vậy trục thoả mãn điều kiện cứng xoắn
3.4.6 Chọn ổ lăn và đồng tốc cho hộp số
*Chọn ổ lăn
Trục hộp số là việc trong điều kiện khắc nghiệt, chịu lực hớng kính nên ta
chọn ổ phải đảm bảo chịu lực dọc trục
3.4.6.1 Chọn ổ cho trục thứ cấp
* Chọn ổ đầu trục
Đầu trực thứ cấp nằm trong hốc của cặp bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp
chịu lực hớng kính. Ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ, không cho phép trục bị lệch,
khả năng chịu tải lớn, dễ lắp ghép, ta chọn kiểu ổ 12200 vì ổ nằm trong hốc
bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp nên ta chọn ổ có đờng kính ngoài bằng
đờng kính trong của trục sơ cấp. Theo bảng P2.8TTTK dẫn động cơ khí ta có
thông số kích thớc của các ổ nh sau:
25
