Thiết kế tính toán truyền lực chính vi sai ôtô

Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc

Thiết kế môn học

rtb

Thiết kế tính toán truyền lực chính vi sai ôtô
tải với các thông số đã cho
I. Thiết kế cặp bánh răng nón của truyền lực chính:

2

b

1

L

1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép hợp kim 12XHM, độ
cứng 60 HRC.
ứng suất uốn và xoắn cho phép là:

[ u ] = (700 ữ 900) N / mm 2

[ ] = (1500 ữ 2500) N / mm 2


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
2.

Chọn tỷ số truyền i 1 =2.

Với tỷ số truyền i 1 =2 ta chọn số răng của bánh nhỏ là Z 1 =15
suy ra số răng bánh lớn là Z 2 =i 1 Z 1 =30
3. Tính toán các thông số bộ truyền:
1)Chiều dài nón tính theo công thức kính nghiệm:
L=14 3 M emãi1 = 143 410.2 = 131mm
2) Mô đun mặt mút lớn:
ms =

2L
2

Z1 + Z 2

2

2.131

=

15 2 + 30 2

= 7,8mm chọn m s =8mm

3) Bán kình vòng tròn chia:
1
1
m s Z 1 = .8.15 = 60mm
2
2
1

1
r2 = m s Z 2 = .8.30 = 120mm
2
2

r1 =

4) Góc mặt nón lăn(mặt nón chia)
tg 1 =(1/i 1 )=(1/2)=0,5 suy ra 1 =27 0 2 =90-27=63 0
5) Chiều cao răng:
chiều cao đầu răng h=m s =8mm
chiều cao chân răng h=1,25m s =10mm
6) Bề rộng răng:
b=0,3L=0,3.131=39,3 chọn b=40mm
7) bán kính đờng tròn trung bình:
r t b 1 =(L-b/2)Sin 1 =(131-40/2)sin27 0 =50,4mm
r t b 2 =(L-b/2)Sin 2 =(131-40/2)sin63 0 =99mm
Tính toán kiểm tra:
Lực tác dụng tơng hỗ giữa hai bánh răng phân thành 3 thành
phần:
Lực vòng:
Lực hớng tâm:
Lực dọc trục:

P=

M tt
rtb 2

P r =Ptgsin

P r =Ptgcos


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
Với : là góc ăn khớp giữa 2 bánh răng ( =20 0 )
M t t : là mô men tính toán đợc chọn theo giá trị bé hơn của
hai cách tính .
Tính theo động cơ:
M t t =M e m a x i h 1
i h 1 : tỷ số truyền ở tay số 1
: Hiệu suất truyền động chung của cả hệ thống chọn =0,8
M e m a x là mô men lớn nhất của động cơ
Suy ra: M t t =0,8.410.7,44=2287(Nm)
Tính theo điều kiện bám của bánh xe với đ ờng
M t t =r b x G
: hệ số bám của bánh xe với mặt đ ờng =0,3
G : trọng lợng bám G =R
R: phản lực của mặt đờng lên bánh xe R=(G a 1 +G a 2 )/2
r b x : là bán kính bánh xe
1
2

1
2

Suy ra: M tt = (25750 + 69500).0,3(9 + 20)25,4 = 6895 N m
So sánh hai giá trị tính toán nh trên ta lấy M t t =2287(Nm) để tính
toán:
Lực vòng tác dụng lên bánh bị dẫn P2 =

2287
= 23109 N
99.10 3

Lực dọc trục P a 2 =23109tg20 0 .cos63 0 =2247(N)
Lực hớng tâm P r 2 =23109tg20 0 .sin63 0 =7494(N)
Các lực tác dụng lên bánh dẫn có độ lớn bằng độ lớn các lực đã
tính và có chiều ngợc lại
Ta có: P 1 =P 2 ;P r 1 =P a 2 ;P a 1 =P r 2
kiểm tra bền theo ứng suất tiếp xúc:
2

tx =

(i1 + 1)
PE
[ tx ]
b cos (l 0,5b)i1 sin

(2 2 + 1)
23109.2,15.10 5
tx =
= 975.2M / mm 2 < [ tx ] = 19.60 = 1140 N / mm 2
0
0
40 cos 20
(131 0,5.40)2 sin 20


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc

với y: là hệ số dạng răng với Z 2 =50y=0,51
Đối với bánh răng nhỏ tính t ơng tự với hệ số dạngrăng
y 1 =0,49 = 178N/mm 2 <[ ] u
II. Tính toán trục của truyền lực chính
Đờng kính trục tính sơ bộ tính theo điều kiện xoắn
2287.10 3
= 38,8mm
0,2.1600

Mx
d
=
0,2[ ]

chọn d=40mm

([] ứng suất xoắn cho phép của vật liệu chọn [ ]=1600n/mm 2 )
Đối với truyền lực chính hiện nay chủ yếu là bố trí trục kiểu
công son. Để giảm bớt độ công son tăng độ cứng vững cho
trục ta chọn 2 ổ đỡ chặn (bi nón) có chiều nón h ớng về bánh
răng. Sơ đồ trục nh hình vẽ

L

l'

l+a

Các kích thớc L;l;l+a đợc tính chọn theo giáo trình CTM
L=50mm,

l=2,5d=100mm
l+a=12+12=24mm
Tính các phản lực của các gối:
Trong mặt phẳng (zox):
m B =0

R z A .100+42.P r 1 -50.P a 1 =0

R z A =(50.7494-42.2247)/100=2803(N)
R z B =P r 1 -R z A =-556(N)
Trong mặt phẳng (xoy):


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
m A =0 -R y B .100+P(42+100)=0
R y B =142.23109/100=32815(N)
R y A =P-R y B =-9740(N)
Từ đó ta vẽ đợc các biểu đồ mô men uốn và xoắn trục theo các
phơng:

P

Pa

A

z

Pr

B

x

RBz

RAz

y

280326

Muu
(N.mm)

Muz

Mx

Tại mặt cắt nguy hiểm gối B:

Biểu đồ2 mô 2men tác dụng lên trục

M u = M ux + M uy = 280326 2 + 970578 2 = 1010250( Nmm)

ứng suất tơng đơng kể cả xoắn:
2

2

M u = M ux + 0,75M x = 1010250 2 + 0,75.1155450 2 = 1421936( Nmm)

Đờng kính trục đợc xác định theo công thức:
d 3

M td
1421936
=3
= 55,7mm chọn d=58mm
0,1.[ ]
0,1.100

Đờng kính trục truyến lực chính là d=58mm
III. Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng
Mô men xoắn ở trục chủ động Mx=2310900Nmm


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
Tỷ số truyền của cặp bánh răng i 2 =3.165
Khoảng cách giữa hai trục:
2

A (i + 1) 1,05.10
[]
tx


2

Mxk

9,55.10 6 .i

2 A

k: hệ số tải trọng k=1,5
[] t x : ứng suất tiếp xúc cho phép
A hệ số bề rộng

A =0,4

Từ đó ta tính đợc khoảng cách trục A:
2

A (3,165 + 1 ) 1,05.10
1140


2


2310900.1,5

9,55.10 6 .3,165.0,4


=260,2mm
chọn A=262mm
Bề rộng bánh răng b= A .A=0,4.262=104.8mm lấy b=15mm

Đờng kính vòng tròn lăn bánh răng nhỏ d 1 =

2A
= 126 mm
i +1

Đờng kính vòng tròn lăn bánh răng lớn d 2 =2A-d 1 =398mm
mô đun răng m=(0,01 ữ0,02)Am=(2,62ữ5,14)mm chọn m=4mm
tổng số răng 2 bánh Z 1 + Z 2 =

2A
= 131mm
m

Z
131
=
= 32
i + 1 3,165 + 1
số răng bánh răng lớn: Z 2 =96
Kiểm nghiệm sức bền uốn và sức bền tiếp xúc của cặp bánh răng:
số răng bánh răng nhỏ Z 1 =

19,1.10 6 KN 2.K.M x
u =
=
ym 2 Zb
ym 2 bZ

Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
với y: là hệ số dạng răng Z 1 =32 y 1 =0,452
Z 2 =96 y 2 =0,512
ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ
u1 =

2.1,5.2310900
= 285N / mm 2 < [] u = 700 N / mm 2
2
0,452.4 .32.105

2.1,5.2310900
= 252 N / mm 2 < [] u = 700 N / mm 2
2
0,512.4 .32.105
Kiểm tra ứng suất theo điều kiện tiếp xúc(kiểm tra đối với bánh
răng lớn)
u2 =

tx =

1,05.10 6
Ai

(i + 1) 3 KN 1,05.10 6
=
bn 2
Ai

(i + 1) 3 iM x

9,55.10 6 b

Thay số:
1,05.10 6 (3,165 + 1) 3 1,5.2310900
= 1126 N / mm 2 <[] t x =114o
tx=
6
262.3,165
9,55.10 .105
Nh vậy cặp bánh răng thoả mãn cả điều kiện tiếp xúc và điều kiện
uốn.
Các thông số của cặp bánh răng trụ:
Mô đun răng
M=4(mm)
Số răng
Z 1 =32
Z 2 =96
Chiều dài răng b=105(mm)
Góc ăn khớp

=20 0

Đờng kính vòng tròn chia(đ ờng tròn chia) d 1 =126mm;
d 2 =398(mm)
Khoảng cách trục A=262mm
Đờng kính đỉnh răng
D e 1 =126+2.4=134(mm)
D e 2 =398+2.4=406(mm)
Đờng kính vòng chân D i 1 =126-2,5.4=116(mm)
D i 2 =398-2,5.4=388(mm)

Các lực tác dụng


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
Lực vòng: P1 = P2 =

M x 2310900
=
= 36680 N
r1
63

Lực hớng tâm: P r =P.tg20 0 =18340.tg20 0 =6675(N)
IV. Thiết kế vi sai đối xứng:
Các thông số của cặp bánh răng nón hành tinh-nửa trục.
Chiều dài nón tính nh TLC: L n =136(mm)
Chọn nón răng thẳng ; góc ăn khớp =20 0
Chiều dài răng: b=0,4L n =0,4.136=54,4(mm) chọn b=56mm
Mô đun của bánh răng vi sai:
mn=

3( k + 1) M 0
Z n qL n (1 3 )y

ứng suất cho phép =100N/mm 2
K hệ số hãm vi sai K =0,2
Mô men trên vỏ vi sai M o =M e m a x i h 1 .i 0 .
M 0 =410.7,44.6,33.0,8=14481774(Nmm)
Z n số răng của bánh răng nửa trục chọn Z n =50
q:số bánh răng hành tinh

3(1 + 0,2).14481774
= 4,56( mm)
100.50.4.136.0,6..049
chọn
m n =5mm
Đờng kính vòng chia của bánh răng nửa trục là:
d 2 = m n .Z n =250mm
Đờng kính vòng chia của bánh răng hành tinh d 1 =60mm
Các lực tác dụng lên 2 bánh răng:
Lực vòng : khi xe chuyển động thẳng(không quay vòng) thì
các bánh răng ăn khớp trong vi sai chịu lực vòng cực đại:
mn=

Pk max =

M0
qd 2


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
M o : mô men trên vỏ vi sai
q: số bánh răng hành tinh
d 2 : đờng kính vòng tròn chia của bánh răng nửa trục
14481774
= 14482 N
4.250
Trờng hợp hãm vi sai bán trục sẽ truyền toàn bộ mô men nên:
Pk max =

Pk max =

M0
= 28964 N
qr2

Khi tính toán sức bền cặp bánh răng ăn khớp ta phải lấy giá trị
P l m a x lớn để tính.
P r =Ptgcos=28964.0,364.0,97=10226(N)
P a =Ptgsin=28964.0,364.0,23=2461(N)
Kiểm tra sức bền của bánh răng vi sai
Kiểm tra theo sức bền uốn răng:
=

24.M e max i h1 h
b
r12 bt 2 (1
sin ) 2
2r1

h: chiều cao răng h=1,25m n =1,25.5=6,25mm
t: bớc răng t=.m n =5.3,14=15,7mm
r 1 : bán kính vòng tròn lăn r 1 =30mm
b: bề rộng bánh răng b=56mm
24.410.7,44.6,25.10 3
= 47( N / mm 2 ) < [] = 100 N / mm 2
56
30 2 56.15,7 2 (1 sin 13,5) 2
60
Theo ứng suất tiếp xúc
=

= 0,418

PE
1
1
( + )
b cos 1 2

1 , 2 l là bán kính tơng đơng
1 =r 1 sin=4,7(mm)


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
2 =r 2 sin=58(mm)
28964.2,15.10 5
1
1
= 0,418
(
+
) = 2413N / mm 2
56. cos 13,5 58,3
4,7
<[] d =(1500ữ2500)N/mm 2
Tính trục của bánh răng hành tinh :
Trục của bánh răng hành tính theo điều kiện chèn dập;
=

M0

M0
[] d d 1
r' d 1 hq
r' hq[]

(d 1 diện tích tiết diện dập )
r=c+l+h/2=4+56+20/2=70mm
[] d ứng suất dập cho phép [] d =60N/mm 2
1448774
= 43mm
70.20.4.60
Theo điều kiện cắt
d

=

M0
[] d 1
r' d 1 q

4M 0
r' q[]

4.14481774
= 28,6 mm
70..4.80
so sánh hai điều kiện trên ta chọn d 1 =44mm
d1

Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc

Phần I
Mở đầu

ÔTô máy kéo đợc sử dụng nhiều trong nền kinh tế quốc
dân, chúng là những
Phơng tiện không thể tách rời cuộc sống của chúng ta.
Nghành ô tô máy kéochiếm một vị trí hết sức quan trọng đối với
sự phát triển của các nghành khác trong nền kinh tế quốc dân. Sự
phát triển của nghành ô tô máy kéo không tách rời với sự phát
triển của lý thuyết Kết cấu và tính toán ô tô máy kéo vì đó là cơ
sở để thiết kế, chế tạo ô tô máy kéo. Môn học kết cấu và tính
toán ô tô máy kéo là môn học gắn liền với nghành cơ khí GTVT
đặc biệt là nghành Cơ khí ô tô và nghành Cơ giới hoá XDGT.
Trong nội dung môn học này thiết kế môn học là một phần quan
trọng của môn học. Qua đó giúp cho sinh viên củng cố , đi sâu
vào nội dung môn học phục vụ tốt cho những môn học chuyên
nghành khác.


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc

Tài liệu tham khảo
1. Nguyễn hữu cẩn Phan đình kiên Thiết kế và tính toán ô tô
máy kéo (NXB ĐH và THCN Hà Nội -1984)
2. Dơng đình Khuyến (Bộ môn Ô tô máy kéo - ĐH BK)
Hớng dẫn thiết kế tính toán truyền lực cầu chủ động
3. Nguyễn trọng Hiệp Nguyễn văn Lẫm . Thiết kế chi tiết máy (
NXBGD)

4.Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo. ( ĐH GT Sắt Bộ)

Phần II
Kết cấu của truyền lực chính vi sai
Kết của của truyền lực chính ôtô có rất nhiều loại, tuỳ vào
điều kiện làm việc với tải trọng nhỏ hay lớn, tỷ số truyền lớn hay
bé mà có các kết cấu phù hợp. Ví dụ đối với ôtô tải, ôtô buýt thì
kết cấu truyền lực chính là cặp bánh răng nón răng thẳng là chủ
yếu. Hiện nay đối với ôtô con thì truyền lực chính của nó chủ


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc
yếu là truyền động hypốit... tuy vậy đối với ôtô tải loại trung
bình và loại lớn thì truyền lực chính kép đ ợc ứng dụng nhiều hơn
cả, nó phù hợp với tỷ số truyền lớn và khoảng cách vỏ vi sai tới
mặt đờng nhỏ. Truyền lực chính loại kép này gồm hai cặp bánh
răng: một cặp bánh răng nón một cặp bánh răng trụ. Có hai ph ơng
án đặt bánh răng. Ph ơng án một là cặp bánh răng nón và vi sai đặt
ngay sau hộp số hay giữa cầu, bánh răng trụ đặt trên nửa trục. Ph ơng án hai là hai cặp bánh răng cùng đặt trong một vỏ và vi sai
đặt sau cặp thứ hai, phơng pháp này hiện nay rất phổ biến. Trong
cả hai phơng án trên thì kích th ớc của kết cấu đều lớn cồng kềnh,
đắt tiền vì thêm chi tiết. Khi đặt cặp bánh răng nón và trụ trong
cung một vỏ thì có hai phơng pháp. Một là trục của bánh răng
nón và trục của bánh răng trụ đặt lệch nhau một góc . Hai là
trục của bánh răng nón và bánh răng trụ đặt trùng nhau(hình vẽ
a,b). Ta chọn kết cấu mà hai trục của banh răng nón và bánh răng
trụ trùng nhau.

a


Ket-noi.com din n cụng nghờ, giỏo dc

b
Đối với bộ truyền vi sai, ngày nay bộ truyền vi sai đối xứng
kiểu bánh răng nón có u điểm rõ dệt và đ ợc dùng trên hầu hết
các loại xe. Nh vậy đối với bộ truyền lực chính kép này ta sẽ
chọn bộ truyền vi sai đối xứng kiểu bánh răng nón.