Thiết kế hộp số ô tô con, động cơ xăng phương án 4
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (389.29 KB, 39 trang )
TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ
BÁO CÁO THỰC TẬP TỐT NGHIỆP
Sinh viên thực hiện:
La Văn Cương
Mã sinh viên:
1101598
Lớp chuyên nghành:
Cơ khí ô tô B - K52
Giảng viên hướng dẫn: KS.Phạm Trung Dũng
2014
Phương án
Loại ô tô
Loại động cơ
Ga1(KG)
Ga2(KG)
4
Con
Xăng
890
985
Memax/nM KGm/
(Vg/ph)
Nemax/nN KW/
(Vg/ph)
Ihi, I0
Bánh xe
Loại hộp số
17/2200
75/4000
3,115;1,772;1,00;4,55
6,70- 15
3 Trục
I.
Chọn sơ đồ động của hộp số
I
III
Z'g1
II
Z'g2
Za
Z'a
lùi
Zg2
Zg1
ZL
ZgL
II.
Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số.
1. Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A
Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục A được
tính theo công thức:
Asb = C.3 M
emax
Trong đó ta có:
- Mô men cực đại của động cơ Memax = 17 (KGm) = 166,77 (N.m).
- a: Hệ số kinh nghiệm, với xe con ta chọn C = 15.
Thay số ta tính được: Asb = 82,565 (mm).
2. Chọn mô đun của bánh răng: m
Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng thẳng.
Cặp bánh răng số 2 và cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn là bánh răng trụ răng
nghiêng.
Mô đun m của cặp bánh răng thẳng và m n của cặp bánh răng nghiêng phụ thuộc
vào mô men cực đại trên trục thứ cấp Mt:
Mt = Memax . ih1 = 0,16677 . 3,115 = 0.519489 (kNm)
Dựa vào đồ thị hình 7 và giá trị M t ta chọn được mô đun m và mn, kết hợp với các giá trị
mô đun tiêu chuẩn ta chọn: m = 3,5 ; mn = 2,75
3. Xác định số răng của các bánh răng.
- Ta chọn góc nghiêng của răng β = 300.
- Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn
theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za ≥ 13. Ta chọn Za=15 (răng).
- Số lượng răng Za’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp được
xác định theo công thức sau:
Z'a =
2.A.cosβ
− Z a = 37,00
mn
Ta chọn Za’ = 37 (răng). Do đó tỉ số ia của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp là :
Z'a
ia =
= 2,467
Za
- Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp số
là:
i
ign = hn
ia
Trong đó:
+ ign: Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=1, 2), ta không
tính cho số 3 vì đây là tay số truyền thẳng.
+ ihn: tỉ số truyền của hộp số ở các số n.
Thay số lần lượt ta có: ig1 = 1,2627; ig2 = 0,7183.
Tỉ số truyền của số lùi được chọn lớn hơn tỉ số truyền của số truyền một:
ihL = (1,2 ÷1,3).ih1 = 3,74 ÷ 4,05
ta chọn ihL = 3,9 => igL = 1,58
- Số răng của các cặp bánh răng dẫn động gài số khi khoảng cách trục A không đổi được
tính như sau:
Z
g1
=
2.82,565
2. A
=
= 20,85
m(1 + i ) 3,5(1 + 1,2627)
g1
.
Z'
Z
g2
=
g1
=Z
.i = 26,33
g1 g1
.
Chọn Zg1 = 21
Chọn Zg1’= 26
2. A. cos β
2.82,565. cos30o
=
= 30,26
m n (1 + i ) 2,75(1 + 0,7183)
g2
. Chọn Zg2 = 30
Z'
g2
=Z
Với số lùi : ZL= Zg1’/igL= 16,66
.i = 21,74
g2 g2
.
Chọn Zg2’= 22
Chọn ZL = 17; ZgL’= Zg1’= 26;
Vậy bánh trên trục phụ của số lùi ta chọn là: ZgL = 7;
- Sau khi tính được số răng của các cặp bánh răng gài số ta thấy tỉ số truyền của chúng đã
tay đổi, vì trong quá trình chọn có quá trình làm tròn số răng của các bánh răng. Tỉ số
truyền sau khi chọn số răng là:
i
g1
=
Z'
Z
g1
g1
26
=
= 1,238
21
i
;
g2
=
Z'
Z
g2
g2
=
22
= 0,733
30
;
i
gl
=
Z'
gL 26
=
= 1,529
Z
17
L
.
- Vậy tỉ số truyền của hộp số cũng thay đổi, ta tính lại và được như sau:
Z ' Z ' g1 37 26
i = ia .i = a .
= . = 3,054
g1 Z Z
h1
15 21
a
g1
Z ' Z ' g 2 37 22
i = ia .i = a .
= . = 1,809
g2 Z Z
h2
15 30
a
g2
Z ' Z gL Z ' gL 37 7 26
i = ia .i = a .
.
= . . = 3,773
gL Z
hL
Z
Z
15 17 7
a
L
gL
4. Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.
Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làm
thay đổi các khoảng cách trục A. Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất cả các
bánh răng ăn khớp. Công thức tính như sau:
Với bánh răng trụ răng thẳng:
Với bánh răng trụ răng nghiêng:
A=
m.( Z + Z )
1
2
2
A=
m .( Z + Z )
n 1
2
2. cos β
Lần lượt thay số ta có:
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: Aa = 82,56 (mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1:
A1 = 82,25(mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2:
A2 = 82,56 (mm)
Qua kết quả trên ta chọn: A = Aa = A2 = Ac = 82,56 (mm).
Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số
1. Do đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc của các cặp bánh
răng gài số 1:
- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục λ0:
λo =
( A − A ) 82,56 − 82,25
c 1 =
= 0,00377
A
82,25
1
- Với λ0 = 0,00377 tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án môn học Thiết kế hộp số chính ô
tô - máy kéo) ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối ξ0= 0,00383 và góc ăn khớp α = 200
35’.
- Hệ số dich chỉnh tổng cộng ξt:
ξt = 0,5. ξ0. ( Z’g1 + Zg1) = 0,09
- Phân chia hệ số dịch chỉnh ξt cho bánh răng Z’g1 và Zg1:
ξt = ξ1 + ξ1’
Vì Zg1 = 21 > 17 & Z’g1 = 26 > 17 nên ta thừa nhận gần đúng:
ξt
ξ1 = ξ1’ = 2 = 0,045
- Sau khi tính chọn được ξ1, ξ1’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta cần kiểm
tra các hệ số này theo các điều kiện sau:
+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:
ξ1 ≤ ξt’’
⇔
0,045 < 1,27
ξ1’ ≤ ξt’’
⇔
0,045 < 1,47
+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn ξ1 và ξ1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày răng ở
đỉnh răng không không được quá nhỏ:
Se1, 2 ≥ (0,2 ÷ 0,3).m
Ta có công thức tính chiều dày răng ở đỉnh S 1 của bánh răng Zg1, và S1’ của bánh răng
Zg1’ như sau:
π .m
S =
+ 2.ξ .m.tgα = 5,612(mm)
1
1
0
2
π .m
S '=
+ 2.ξ '.m.tgα = 5,612(mm)
1
1
0
2
Vậy thỏa mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không được quá nhỏ.
+ Để đảm bảo ăn khớp êm dịu, khi chọn ξ1 và ξ1’ thì hệ số trùng khớp ε phải thoả mãn
điều kiện sau: ε ≥ 1,1. Với ε được tính như sau:
1
.( D 2 − d 2 + D '2 − d '2 ) − A.sin α
d1 01
d1 01
ε=2
= 1,72
π .m. cosα
0
(α0 và α là góc ăn khớp của bánh răng khi không dịch chỉnh và sau dịch chỉnh. Các thông
số khác lấy ở bảng 2).
Thay số ta thấy hệ số trùng khớp thoả mãn điều kiện đưa ra để đảm bảo ăn khớp êm dịu
+ Để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp thì đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn phải
thoả mãn điều kiện:
Dd1’ ≤ Dd1max
Với De2max được tính bằng công thức sau:
D
= 4. A 2 + d 2 − 4. A.d . cosα
d1 max
01
01
Thay các giá trị tương ứng lấy ở bảng 2 ta được:
Dd1max = 102,56 (mm)
Cũng theo bảng 2 ta thấy đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn thoả mãn điều kiện để
tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp:
Dd1’ = 98,305 (mm) ≤ Dd1max = 102,56 (mm)
5. Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng
Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lập
thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản
vẽ của hộp số.
Bảng 3-1. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp.
Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn
i=
Z'
a = 2,467
Z
a
1
Tỉ số truyền
i
2
Mô đun pháp
mn
mn = 2,75
3
Bước pháp tuyến
tn
tn = π. mn = 8,64
4
Góc nghiêng của răng
β
β = 300
5
Hướng răng
6
Mô đun mặt đầu
ms
m
ms = n = 3,175
cos β
7
Bước mặt đầu
ts
ts = π. ms = 9,976
8
Đường kính vòng chia
d
9
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
10
Đường kính vòng chân răng
Dc
11
Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 6,188 (mm)
12
Khoảng cách trục
A
A = 82,56 (mm)
13
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 22
14
Chiều dài răng
B1
15
Góc ăn khớp
α
da = ms. Za = 47,63 (mm)
da’ = ms. Za’ = 117,49 (mm)
Dda=da+2.mn = 53,13 (mm)
Dda’=da’+2.mn = 122,99 (mm)
Dca=da-2,5.mn= 40,76 (mm)
Dca’=da’-2,5.mn=110,62 (mm)
B1 =
B
=
cos β 25,4 (mm)
α = α0 = 200
Bảng 3-2. Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc
Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn
i=
Z'
1 = 1,238
Z
1
1
Tỉ số truyền
i
2
Mô đun
m
m = 3,5
3
Bước răng
t
t = π. m = 10,99
4
Góc prôfin
α0
α0 = 200
5
Bước cơ sở
t0
t0 = t.cosα0 = 10,33
6
Khoảng cách trục khi ξt = 0
A1
A = 0,5.m.(Z1+Z1’)= 82,25(mm)
7
Khoảng cách trục khi ξt ≠ 0
Ac
Ac = A.(λ0+1) = 82,56 (mm)
8
Hệ số thay đổi khoảng cách
trục
λ0
A −A
λo = c
= 0,00377
A
9
Hệ số dịch chỉnh tương đối
ξ0
ξ0 = 0,00383
10
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng
ξt
ξt = 0,09
11
Hệ số dịch chỉnh của từng
bánh răng
12
Độ dịch chỉnh ngược
∆h0
13
Đường kính vòng chia
d
14
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
15
Đường kính vòng chân răng
Dc
16
Đường kính vòng cơ sở
d0
17
Đường kính vòng khởi thủy
dK
ξ1 = 0,045
ξ1’= 0,045
∆h0 = ξt.m-(Ac-A) = 0,005
d1 = m. Z1 = 73,5 (mm)
d1’ = m. Z1’ = 91 (mm)
Dd1= 80,805 (mm)
D’d1 =98,305 (mm)
Dc1 = 65,065 (mm)
D’c1= 82,565 (mm)
d01 = d1.cosα0 = 69,07 (mm)
d’01 = d1’.cosα0 =85,51(mm)
dK1=d1(λ0+1)= 73,78 (mm)
d’K1=d1’(λ0+1)= 91,34 (mm)
18
Chiều cao răng
h
19
Chiều cao đầu răng
hd
20
Chiều rộng vành răng
B
21
Chiều dày răng trên vòng chia
S
22
Hệ số trùng khớp
ε
23
Góc ăn khớp
α
h = 2,25.m-∆h0=7,87 (mm)
hd1=0,5(Dd1-dK1) = 3,51 (mm)
h’d1=0,5(D’d1-d’K1)=3,48(mm)
B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28
S1 = 5,612 (mm)
S1’ = 5,612 (mm)
e .h + e' .h'
ε = 1 d1 1 d1 = 1,49
t
cos α =
Ac cos α 0
A
=> α = 19,390
Ghi chú:
- Xác định Dd và Dc theo các công thức sau:
Dd1 = d1 + 2m + 2ξ1m - 2∆h0
D’d1 = d1’ + 2m + 2ξ1’m - 2∆h0
Dc1 = d1 – 2,5m + 2ξ1m
D’c1 = d1’ – 2,5m + 2ξ1’m
- Xác định hệ số e1 và e2 theo đồ thị hình (I-4) (Tài liệu: Đồ án môn học thiết kế hộp số
chính ô tô - máy kéo).
Bảng 3-3. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2.
Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn
i=
Z'
2 = 0,733
Z
2
1
Tỉ số truyền
i
2
Mô đun pháp
mn
mn = 2,75
3
Bước pháp tuyến
tn
tn = π. mn = 8,64
β
β = 300
Mô đun mặt đầu
ms
m
ms = n = 3,175
cos β
7
Bước mặt đầu
ts
ts = π. ms = 9,976
8
Đường kính vòng chia
d
9
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
10
Đường kính vòng chân răng
Dc
11
Đường kính vòng cơ sở
d0
12
Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 6,188 (mm)
13
Khoảng cách trục
A
A = 82,56 (mm)
14
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 22
15
Chiều dài răng
B1
16
Góc ăn khớp
α
4
Góc nghiêng của răng
5
Hướng răng
6
d2 = ms. Z2 = 95,26 (mm)
d2’ = ms. Z2’ = 69,86 (mm)
Dd2=d2+2.mn = 100,76 (mm)
Dd2’=d2’+2.mn = 75,36 (mm)
Dc2=d2-2,5.mn=88,39 (mm)
Dc2’=d2’-2,5.mn=62,98 (mm)
d02 = d2.cosα0 = 89,52 (mm)
d’02 = d2’.cosα0 = 65,65(mm)
B1 =
B
=
cos β 25,4 (mm)
α = α0 = 200
Bảng 3- 4. Thông số của bánh răng trụ răng thẳng trên trục phụ số lùi.
Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Thông số bánh răng
1
Bước răng
t
t = π.m = 10,99
2
Mô đun
m
m = 3,5
3
Bước cơ sở
t0
t0 = t.cosα0 = 10,33
4
Số răng
Z
ZgL = 7
5
Đường kính vòng chia
d
dgL = m. ZgL = 24,5 (mm)
6
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
DgL = dgL+2.m = 31,5 (mm)
7
Đường kính vòng chân răng
Dc
DcgL = dgL-2,5.m = 15,75(mm)
8
Chiều cao răng
h
hgL = 2,25. m = 7,875 (mm)
9
Chiều cao đầu răng
hd
hdgL = m = 3.5 (mm)
10
Chiều cao chân răng
hc
hcgL = 1,25.m = 4.375 (mm)
11
Chiều dày răng trên vòng tròn
chia
S
SgL = 0,5.t = 5,5 (mm)
12
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28
13
Góc prôfin
α0
α0 = 200
14
Góc ăn khớp
α
α = α0 = 200
Bảng 3- 5. Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi trên trục trung gian
Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Thông số bánh răng
1
Bước răng
t
t = π.m = 10,99
2
Mô đun
m
m = 3,5
3
Bước cơ sở
t0
t0 = t.cosα0 = 10,33
4
Số răng
Z
ZL = 17
5
Đường kính vòng chia
d
dL = m. ZL = 59,5
6
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
DL = dL+2.m = 66,5 (mm)
7
Đường kính vòng chân răng
Dc
DcL = dL-2,5.m = 50,75(mm)
(mm)
8
Chiều cao răng
h
hL = 2,25. m = 7,875 (mm)
9
Chiều cao đầu răng
hd
hdL = m = 3,5 (mm)
10
Chiều cao chân răng
hc
hcL = 1,25.m = 4,375 (mm)
11
Chiều dày răng trên vòng tròn
chia
S
Sl = 0,5.t = 5,5 (mm)
12
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28
13
Góc prôfin
α0
α0 = 200
14
Góc ăn khớp
α
α = α0 = 200
Chương IV. KIỂM TRA ĐỘ BỀN HỘP SỐ.
I.
Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.
1. Mô men truyền đến các trục hộp số.
Bảng 4-1. Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số.
Trị số mô men (N.m)
Stt
Tên gọi
Từ động cơ truyền đến
Theo bám từ bánh xe truyền
đến
1
Trục sơ cấp
MS = Memax
2
Trục trung gian
Mtg = Memax.ia
ϕmax .Gϕ .r
bx
S
Mϕ
=
icc .i0 .i .i
max
f h1
ϕmax .Gϕ .r
bx
Mϕtg
=
icc .i0 .i .ig1
max
f
Trục thứ cấp
3
Số 1
Mtc1 = Memax.ih1
Số 2
Mtc2 = Memax. ih2
Số 3
Mtc3 = Memax. ih3
Số lùi
MtcL = Memax.iL
ϕmax .Gϕ .r
bx
tc
Mϕ
=
icc .i0 .i
max
f
Ta tính giá trị của mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và mô men
tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng 4-1. Trong đó:
- icc: Tỉ số truyền của bộ truyền lực cuối cùng (Không có).
- i0: Tỉ số truyền của truyền lực chính,
i0 = 4,55.
- if: Tỉ số truyền của hộp số phụ,
ϕf = 1.
- ϕmax: Hệ số bám lớn nhất của đường, chọn
ϕmax = 0,7
- rbx: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m),
rbx = 360,68 (mm)
- Memax: Mô men lớn nhất của động cơ (N.m),
Memax = 166,77 (N.m)
G
- ϕ : Trọng lượng bám của xe (N),
Gϕ
= Ga1
Ga1 = 8900 (N)
Sau khi tính được các giá trị mô men (Bảng 4-2), mô men nào nhỏ hơn ta dùng để
tính toán sức bền (kí hiệu Mt).
Bảng 4-2. Giá trị mô men động cơ và mô men theo bám truyền đến các trục của hộp số.
Trị số mô men (N.m)
Stt
Tên gọi
Từ động cơ truyền đến
Theo bám từ bánh xe truyền
đến
1
Trục sơ cấp
MS = 166,77
2
Trục trung gian
Mtg = 411,42
MϕS
= 161,71
max
tg
Mϕ
= 398,91
max
Trục thứ cấp
3
Số 1
Mtc1 = 509,32
Số 2
Mtc2 = 301,69
Số 3
Mtc3 = 166,77
Số lùi
MtcL = 629,22
Mϕtc
= 493,95
max
Vậy:
- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục sơ cấp lấy mô men có giá trị là:
MϕS
max = 161,71 (N.m)
Mt =
- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục trung gian lấy mô men có giá trị là:
tg
Mϕ
max = 398,91 (N.m)
Mt =
- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục thứ cấp lấy mô men có giá trị là:
Mϕtc
max = 493,95
Số 1: Mt =
(N.m)
Số 2: Mt = Mtc2 =
301,69
(N.m)
Số 3: Mt = Mtc3 =
166,77
(N.m)
Mϕtc
max = 493,95 (N.m)
Số lùi: Mt =
2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.
Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng 4-3) ta sẽ
tính được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng.
Bảng 4-3. Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng.
Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng thẳng
2.M
Bánh răng nghiêng
2.M
t
P =
i Z .m
s
1
Lực vòng
Pi
t
P =
i Z .m
2
Lực hướng kính
Ri
Ri = Pi.tgα
tgα
R = Pi .
i
cos β
3
Lực chiều trục
Qi
Qi = 0
Qi = Pi.tgβ
Trong đó:
- Z: Là số răng của bánh răng đang tính.
- Mt: Mô men tính toán (được tính và chọn ở phần tải trọng tính bền hộp số)
- ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng).
- α: Góc ăn khớp (bảng thông số hình học của bánh răng).
- β: Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng).
Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính toán Mt như sau:
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn luôn ăn khớp ta chọn tính cho bánh răng
MϕS
max .
chủ động với Za = 15, nằm trên trục sơ cấp nên Mt =
- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có
tg
Mϕ
max .
Zg1 = 21, nằm trên trục trung gian nên Mt =
- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động
tg
Mϕ
max .
có Zg2 = 30, nằm trên trục trung gian nên Mt =
- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số lùi ta chọn tính cho bánh răng bị động có
Mϕtc
max .
ZgL’ = 26, nằm trên trục thứ cấp nên Mt =
- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng số lùi (luôn ăn khớp) ta chọn tính cho bánh răng
tg
Mϕ
max .
chủ động có ZL = 17, nằm trên trục trung gian nên Mt =
Các thông số còn lại ta lấy trong bảng các thông số hình học của cặp bánh răng
tương ứng. Lần lượt thay các giá trị đã biết vào các công thức ta được giá trị các lực của
từng cặp bánh răng trong bảng 4-4.
Bảng 4-4. Giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng của hộp số
Stt
Tên gọi
Lực vòng P(N)
Lực hướng kính
Lực chiều trục
R(N)
Q(N)
1
2
3
4
5
II.
Cặp bánh răng
luôn luôn ăn khớp
Cặp bánh răng gài
số 1
Cặp bánh răng gài
số 2
Cặp bánh răng gài
số lùi
Cặp bánh răng số
lùi
Pa = 6791
Ra = 2854
Qa = 3921
P1 = 10855
R1 = 3820
Q1 = 0
P2 = 8376
R2 = 3520
Q2 = 4836
PgL = 10856
RgL = 3821
QgL = 0
PL = 13409
RL = 4880
QL = 0
Tính bền bánh răng.
1. Tính sức bền uốn
Để tính toán sức bền uốn của các bánh răng ta áp dụng công thức thực nghiệm sau:
σ u = K d × K ms × K c × K tp × K gc ×
P
b × π × m ntb × y × K β
(MN/m2)
Trong đó:
- P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết cần tính (N) (Bảng 4-4).
- b: Chiều rộng vành răng (m) (Xem bảng thông số hình học của cặp bánh răng tương
ứng).
- mntb: Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình (m)(Lấy trong các bảng thông số hình
học của cặp bánh răng tương ứng).
- y: Hệ số dạng răng, xác định theo đồ thị hình 4-17(Giáo trình: Thiết kế tính toán ô tô máy kéo). (Đối với răng nghiêng ta tính Ztđ rồi mới xác định theo đồ thị).
- Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe ô tô con ta chọn
Kđ = 1,5.
- Kms: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động :
Kms = 1,1
+ Đối với bánh răng bị động :
Kms = 0,9
- Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững và phương pháp lắp bánh răng lên trục.
+ Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp:
Kc = 1,2
+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp:
Kc = 1,1
+ Đối với bánh răng luôn luôn ăn khớp:
Kc = 1,0
- Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia công gây nên
(số truyền thấp ta chọn giá trị nhỏ)
Ktp=1,1÷1,3
- Kgc: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng (do phương pháp gia
công gây nên). Góc lượn được mài, chọn
Kgc = 1,0
- Kβ: Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bền của
răng.
+ Đối với bánh răng trụ răng thẳng:
Kβ = 1,0
+ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, hệ số K β được tra theo đồ thị hình 4-18.a
(Giáo trình: Thiết kế tính toán ô tô - máy kéo)
Để thuận tiện cho việc tính toán sức bền uốn của bánh răng, giá trị các hệ số trên
được chọn và lập thành bảng 4-5.
Bảng 4-5. Hệ số và thông số trong công thức tính sức bền uốn bánh răng.
Tên gọi
Kđ
Kms
Kc
Ktp
Kgc
Kβ
y
m
b
BR luôn ăn
CĐ
1,5
1,1
1,2
1,1
1,0
1,6
0,115 2,75
22
khớp
BĐ
1,5
0,9
1,0
1,1
1,0
1,6
0,135 2,75
22
Cặp BR gài
CĐ
1,5
1,1
1,0
1,1
1,0
1,0
0,123
3,5
28
số 1
BĐ
1,5
0,9
1,1
1,1
1,0
1,0
0,130
3,5
28
Cặp BR gài
CĐ
1,5
1,1
1,0
1,1
1,0
1,6
0,132 2,75
22
số 2
BĐ
1,5
0,9
1,0
1,1
1,0
1,6
0,125 2,75
22
Cặp BR gài
CĐ
1,5
1,1
1,0
1,1
1,0
1,0
0,095
3,5
28
số lùi
BĐ
1,5
0,9
1,1
1,1
1,0
1,0
0,130
3,5
28
Cặp BR số
CĐ
1,5
1,1
1,0
1,1
1,0
1,0
0,115
3,5
28
lùi
BĐ
1,5
0,9
1,0
1,1
1,0
1,0
0,095
3,5
28
P (N)
6791
10855
8376
10856
13409
(Đối với cặp bánh răng gài số 1 do có dịch chỉnh góc nên hệ số dạng răng y được tra trên
đường ξ = 0,045, sau khi tra theo đồ thị ta nhân với hệ số Kα = 1).
Sau khi chọn các hệ số và biết các thông số của từng bánh răng lần lượt thay vào
công thức tính ứng suất uốn ta được giá trị ứng suất uốn ghi trong bảng 4-6. So sánh với
ứng suất uốn cho phép ta thấy các giá trị này đều thoả mãn độ bền uốn.
Bảng 4-6. Giá trị ứng suất uốn và ứng suất uốn cho phép của b ánh răng.
Tên gọi
Ứng suất uốn σu
Ứng suất uốn cho phép [σu]
(MN/m2)
(MN/m2)
BR luôn ăn
CĐ
422,93
khớp
BĐ
245,64
Cặp BR gài số
CĐ
BĐ
CĐ
BĐ
CĐ
520,27
443,03
378,72
341,27
673,67
lùi
BĐ
443,07
Cặp BR số lùi
CĐ
BĐ
687,38
680,81
Cặp BR gài số 1
Cặp BR gài số 2
850
850
850
1200
1200
2. Tính sức bền tiếp xúc
Các cặp bánh răng ăn khớp với nhau được chế tạo cùng một vật liệu nên ta sử
dụng công thức sau để tính ứng suất tiếp xúc:
σ tx = 0,418. cos β
P.E
1 1
.( + )
b'.sin α . cosα r r
1 2 (MN/m2).
Trong đó:
- β: Góc nghiêng của răng
- P: Lực vòng (tương ứng với chế độ tải trọng 1/2 Mt) (Bảng 4-4).
- E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 MN/ m2.
- α: Góc ăn khớp.
- r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)
b
- b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m) b’= cosα
Bảng 4-7. Giá trị các thông số trong công thức tính ứng suất tiếp xúc.
Tt
Tên gọi
β
P(N)
r1(mm)
r2(mm)
b’(mm)
α
1
Cặp BR luôn ăn khớp
300
3395,5
23,815
58,745
32,33
20,00
2
Cặp BR gài số 1
00
5427,5
36,75
45,5
34,00
19,40
3
Cặp BR gài số 2
300
4188
47,63
34,93
32,33
20,00
4
Cặp BR gài số lùi
00
5428
12,25
45,5
34,00
20,00
5
Cặp BR số lùi
00
6704,5
29,75
12,25
34,00
20,00
Lần lượt thay giá trị các thông số đã biết (Bảng 4-7) vào công thức tính ứng suất
tiếp xúc ta được các giá trị ứng suất tiếp xúc của từng cặp bánh răng (Bảng 4-8).
Bảng 4-8. ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng.
Stt
Tên gọi
Ứng suất tiếp xúc σtx
Ứng suất tiếp xúc cho phép
(N/m2)
[σtx] (N/m2)
1
Cặp BR luôn ăn khớp
651
1000 ÷2500
2
Cặp BR gài số 1
1112
1500 ÷3000
3
Cặp BR gài số 2
1153
1000 ÷2500
4
Cặp BR gài số 3
697
1000 ÷2500
5
Cặp BR gài số 4
655
1000 ÷2500
6
Cặp BR gài số lùi
1218
1500 ÷3000
7
Cặp BR số lùi
954
1500 ÷3000
Với việc chọn vật liệu các cặp bánh răng hợp lí ta thấy ứng suất tiếp xúc sẽ không
vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép
III.
Tính toán trục hộp số.
Qua bảng 4-4, ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là khá lớn
so với các cặp bánh răng gài số khác (không tính đến số lùi). Bởi vậy để tính toán sức bền
trục ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1.
1. Chọn sơ bộ kích thước các trục.
Kích thước các trục hộp số được chọn sơ bộ như sau:
d = 10,6.3 M
1
emax = 58,35 (mm)
- Đường kính trục sơ cấp:
- Đường kính trục trung gian :
d2 = 0,45.Ac = 37,15 (mm)
- Đường kính trục thứ cấp :
d3 = 0,45.Ac = 37,15 (mm)
- Chiều dài trục trung gian được chọn sơ bộ
l2 = 218,5 (mm)
- Chiều dài trục thứ cấp được chọn sơ bộ
l3 = 186 (mm)
Với Memax là mô men xoắn lớn nhất của động cơ, Memax = 166,77 (N.m).
2. Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số ở tay số 1.
Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số ở tay số 1 được trình bày trên hình 9
Ra
Qa
Pa
R1’
Qa’
P1
Pa’ Ra’
P1’
R1
Hình 9. Sơ đồ lực tác dụng lên hộp số ở tay số 1
Trong đó các lực vòng Pa, Pa’, P1, lực hướng tâm Ra, Ra’, R1 và lực chiều trục Qa. Qa’ đều
đã biết.
3. Tính sức bền trục trung gian.
a. Biểu đồ nội lực.
P1
RC
PC
Pa
Qa
Rd
Ra
Pd
R1
a
b
c
50 N.m
281 N.m
290 N.m
389 N.m
48 N.m
399 N.m
Hình 10. Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục trung gian ở số 1
- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a = 20 (mm); b=100(mm); c =60
(mm).
- Bán kính vòng chia của các bánh răng: ra’ = 58,75 (mm); r1 = 36,75 (mm).
- Giá trị các lực đã biết:
+ Trên bánh răng luôn ăn khớp: Pa = 6791 (N); Ra = 2854 (N); Qa = 3921 (N)
+ Trên bánh răng chủ động của số 1: P1 = 10855 (N); R1 = 3820 (N)
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Xét mô men tại điểm C theo phương y (phương của lực R):
∑M
Cy
=R a .a + Qa .ra, + R1 .( a + b) − R d .( a + b + c) = 0
R a .a + Qa .ra, + R1 .( a + b)
⇒ Rd =
a+b+c
∑ R y =Rc + Rd − R1 − Ra = 0
⇒ Rc = R a + R1 − R d
Xét mô men tại điểm C theo phương x (phương của lực P):
∑M
Cx
=Pa .a − P1 .( a + b) + Pd .( a + b + c) = 0
P1 .( a + b) − Pa .a
a+b+c
∑ Px =Pc + P1 − Pa − Rd = 0
⇒ Pd =
⇒ Pc = Pa + Pd − P1
Thay số ta có:
+ Phản lực tại gối C: Rc = 2530 (N); Pc = 2418(N).
+ Phản lực tại gối D: Rd = 4144 (N); Pd = 6482 (N).
* Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục (Hình
10). Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 2 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại
điểm lắp bánh răng luôn ăn khớp và mặt cắt tại điểm bánh răng liền t
rục.
b. Tính trục theo độ bền uốn.
Tại các tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn được xác định bằng công thức sau:
σu =
Mu
≤ [σ u ]
Wu
(1)
Trong đó:
- Wu: Mô men chống uốn, vì trục đặc nên ta có Wu = 0,1.d3
- Mu: Mômen uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục, M u được xác định theo công
thức:
M u = M n2 + M d2
(2)
Với:
- Mn: Mô men uốn trong mặt phẳng ngang (yox).
- Md: Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zox).
• Mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn luôn ăn khớp.
Muy = Rc .a + Qa .ra’ = 281 (N.m).
Mux = Pc .a + Pa .ra’ = 48 (N.m).
Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 285 (N.m).
Thay số vào công thức (1) ta có σu = 55,6 (N/mm2) (Với d = 37,15 mm).
• Mặt cắt tại điểm có bánh răng liền trục (chủ động số 1).
Muy = Rđ .c = 280 (N.m).
Mux = Pđ .c = 389 (N.m).
Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 485 (N.m).
Thay số vào công thức (1) ta có σu = 94,6 (N/mm2)
(Ở đây bánh răng số 1 được chế tạo liền với trục, do đó d = 37,15 mm).
Vậy ứng suất uốn tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện:
