Thiết kế hộp số ô tô con có trụ cố định, động cơ xăng
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (341.48 KB, 24 trang )
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
THIẾT KẾ MÔN HỌC
KẾT CẤU TÍNH TOÁN ÔTÔ
ĐỀ BÀI: THIẾT KẾ HỘP SỐ CÓ TRỤC CỐ ĐỊNH
Đề Bài:
-Thiết kế hộp số ô tô: Con,động cơ xăng.
Với các thông số:
-Loại hộp số: 3 trục
-Bánh xe: 6,00-13.
M
e max
= 11,4 (KG.m)
-Ga1= 645 (KG).
-Ga2= 695 (KG).
G
a
-
N
= 1340 (KG)
e max
= 75 (ML)
-nN= 5800 (vòng/phút)
-Số tay số: 4
-Tỉ số truyền hộp số - TLC:
Tay số 1 : ih1= 3,49
Tay số 2 : ih2= 2,04
Tay số 3 : ih3= 1,33
Tay số 4 : ih4= 1
Số lùi : iR = (1,2÷1,3)ih1=4,188÷4,537 Chọn iR=4,188.
TLC
: i0 = 4,22.
1
1
TKMH kết cấu tính toán ôtô
2
Sv: Nguyễn Văn Phúc
2
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
Lời Nói Đầu
Nền công nghiệp ô tô ngày một lớn mạnh đã cho ra đời nhiều mẫu xe có
tính năng kinh tế kỹ thuật tiên tiến. Đó chính là kết quả của sự phát triển
nghành khoa học động cơ đốt trong và ô tô sử dụng động cơ đốt trong.
Ngược lại, thực tiễn sản xuất của công nghiệp ô tô đã thúc đẩy cho nghành
khoa học này không ngừng phát triển.
Cùng với các môn khoa học khác, “ Kết cấu và tính toán ô tô “ là một bộ
phận hợp thành khoa học nêu trên. Đó là môn học nghiên cứu phương án
kết cấu, động học và động lực học của các cơ cấu và chi tiết chủ yếu của ô
tô, trên cơ sở đó xây dựng phương pháp tính toán độ bền phương pháp
đánh giá hiệu quả công tác và cuối cùng định ra các thông số cơ bản cho
các sơ cấu và chi tiết nêu trên.
Bài thiết kế môn học môn “ Kết cấu và tính toán ô tô” là một bài thiết kế
rất quan trọng của sinh viên chuyên nghành cơ khí ô tô, Nó giúp cho sinh
viên chuyên nghành có được những cái nhìn đầu tiên chuyên nghành của
mình, hiểu thêm và áp dụng những kiến thức đã được học ở môn “ Kết cấu
và tính toán ô tô” đồng thời giúp cho sinh viên làm quen bước đầu với
công việc thiết kế một bộ phận, một hệ thông cụ thể trong kết cấu ô tô.
Được sự giúp đỡ của các thầy trong bộ môn cơ khí ô tô và đặc biệt là sự
hướng dẫn trục tiếp của thầy Nguyễn Quang Cường đã giúp em hoàn
thành thiết kế này. Tuy nhiên, trong quá trình làm trong bài thiết kế không
thể tránh khỏi những thiếu sót rất mong được sự chỉ bảo của các thầy các
cô cũng như sự góp ý của các bạn để bản thiết kế của mình được hoàn
chỉnh hơn.
3
3
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
CHƯƠNG I : TỔNG QUAN
1) Những vấn đề chung về hộp số ô tô.
Động cơ dùng trên ô tô có hệ số thích ứng rất thấp. đối với động cơ xăng hệ
số này bằng 1,11,2 và đối với động cơ điezen bằng 1,05÷1,15. Do đó,
mômen quay của động cơ ô tô không thể đáp ứng nổi yêu cầu mômen cần
thiết để thắng sức cản chuyển động thay đổi khá nhiều khi ô tô làm việc.
Muốn giải quyết vấn đề này trên ô tô máy kéo cần phải đặt hộp số. Tối ưu
hóa hộp số nhằm tận dụng được vùng công suất lý tưởng của của ô tô.
Nhờ có hộp số ta có thể tăng được lực kéo cần thiết để thắng sức cản
chuyển động tăng lên của ô tô và đảm bảo cho ô tô chuyển động với tốc độ
thấp, những tốc độ này tự động cơ không thể đảm bảo được vì động cơ đốt
trong có số vòng quay tối thiểu tương đối cao. Hộp số tạo cho động cơ ô tô
có thể chạy lùi và đảm bảo cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực
chính khi cần thiết để động cơ quay không. Hộp số còn có nhiệm vụ dẫn
động lực ra ngoài cho các bộ phận công tác của xe chuyên dùng (có phần
trích công suất cho tời kéo, xe tự đổ…)
Trên ô tô hiện nay có rất nhiều cách phân loại hộp số:
Phân loại theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền
+) Loại hộp số có cấp :
*) Theo tính chất trục truyền:
+) Loại có trục tâm cố định
+) Loại có trục tâm di động (hộp số hành tinh)
*) Theo cấp số ta có: Hộp số 3 cấp, 4 cấp, 5 cấp
Nếu hộp số càng nhiều cấp tốc độ thì càng cho phép sử dụng hợp lý công
suất động cơ, trong điều kiện lực cản khác nhau do đó tăng được tính kính
tế của ô tô nhưng thời gian thay đổi dài, kết cấu phức tạp
4
4
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
+) Loại hộp số vô cấp
Loại hộp số này có ưu điểm là: có thể thay đổi tỉ số truyền liên tục trong
một giới hạn nào đó, thay đổi tự động liên tục phụ thuộc vào sức cản
chuyển động của ô tô, nó rút ngắn thời gian tăng tốc tăng lớn nhất tốc độ
trung bình của ô tô.
+) Hộp số vô cấp kiểu cơ học (ít sử dụng).
+) Hộp số vô cấp kiểu va đập (ít dùng).
+) Hộp số vô cấp kiểu ma sát (bánh ma sát hình côn).
+) Hộp số vô cấp dùng điện (dùng trong động cơ đốt trong kéo máy phát
điện, cung cấp điện chô động cơ diện đặt ở bánh xe chủ động (hoặc có
nguồn điện là ácquy). Ta thay đổi dòng điện khích thích của động sơ điện sẽ
thay đổi tốc độ và mô men xoắn của dộng sơ điện và của bánh xe chủ động.
+) Hộp số vô cấp thủy lực
Phân loại theo cơ cấu điều khiển
+) Loại điều khiển cưỡng bức (thường ở hộp số có cấp).
+) Loại điều khiển bán tự động (thường ở hộp số kết hợp ).
+) Loại điều khiển tự động (thường ở hộp số vô cấp).
Yêu cầu chung của hộp số :
+) Có đủ tỉ số truyền một cách hợp lý để nâng cao tính kinh tế, và tính động
lực của ô tô.
+) Hiệu suất truyền lực cao, khi làm việc không gây tiếng ồn, thay đổi số
nhẹ nhàng không sinh lực va đập ở các bánh răng.
+)Kết cấu gọn gàng, chắc chắn, dễ điều khiển bảo dưỡng và sửa chữa, giá
thành hạ.
5
5
TKMH kết cấu tính toán ôtô
2)
Sv: Nguyễn Văn Phúc
Lựa chọn phương án thiết kế.
Lựa chọn số trục của hộp số:
Trên ô tô con chúng ta sử dụng hộp số 3 trục, mômen xoắn được truyền
qua hai cặp bánh răng ăn khớp và ba trục, trong đó trục sơ cấp và trục thứ
cấp đặt đồng tâm nhau.
Hộp số ba trục có những ưu điểm so với loại hai trục và hộp số có trục di
động là:
Khi có cùng kích thước ngoài thì hộp số ba trục dọc cho ta tỉ số truyền lớn
hơn. Cho nên nếu cần đảm bảo giá trị tỉ số truyền như nhau thì hộp số ba
trục có kích thước nhỏ gọn hơn.
Hộp số có số truyền thẳng bẳng 1 hiệu suất truyền lực cao nhất bằng
1. Thông thường khi ô tô chuyển động thời gian sử dụng số truyền thẳng
chiếm tới 50%80% nên nâng cao được tính kinh tế.
Lựa chọn số tay số của hộp số:Lựa chọn hộp số có 4 tay số và 1 số lùi
6
6
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
2) Kết cấu hộp số
Chọn loại hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm , 4 cấp ( 4 số
tiến và 1 số lùi ) và có số 4 là số truyền thẳng .
Các bánh răng luôn ăn khớp là các bánh răng trụ răng nghiêng . Dùng bánh
răng trụ răng nghiêng có ưu điểm là giảm được tiếng ồn và lực va đập
nhưng cũng có những phiền phức như phải dùng kèm với bộ đồng tốc, do đó
kích thước hộp số sẽ tăng lên , mặt khác khi sang số phải khắc phục mômen
quán tính lớn làm cho răng hoặc mặt ma sát của bộ đồng tốc phải chịu tải
trọng động .
1, 7 : Cặp bánh răng luôn ăn khớp
2 : Bộ đồng tốc
3 , 8 : Cặp bánh răng số 3
4, 9 : Cặp bánh răng số 2
5, 11 : Cặp bánh răng số 1
10 : Bánh răng số lùi
6 : Ổ lăn
7
7
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
CHƯƠNG II:
CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG ; TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ VÀ
XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN
I. Chế độ tải trọng khi thiết kế.
1.Tải trọng từ động cơ đến chi tiết đang tính của hộp số:
M
t
=
.
.
M
e max
M
M
i
t
.i hi
[N.m]
: Mômen tính toán ở chi tiết cần tính [N.m]
e max
:Mômen cực đại của động cơ [N.m]
hi
. :Tỉ số truyền từ động cơ đến chi tiết cần tính
2. Tải trọng từ bánh xe chủ động đến chi tiết cần tính toán theo điều kiện
bám lớn nhất của cánh xe với mặt đường.
Mϕ
.
=
max
∑Z
∑ Z .ϕ
i
max
. r bx
t
[N.m]
:Tổng phản lực của mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ
∑Z
động [N]
.
ϕ
i
max
= 0,7.
G
a
= 0,7.1340 = 9380 [N]
:Hệ số bám lớn nhất của bánh xe với mặt đường :
ϕ
max
= 0,8
t
. :Tỉ số truyền tính từ bánh xe chủ động đến chỉ tiết cần tính
i = i .i
t
0
hi
r
.
bx
:Bán kính bánh xe
r
Ta có:
r
bx
b
= (B +
d
13
)25,4 = (6 + ) 25,4 = 317,5(mm)
2
2
= λ. r b
với
λ
:Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp-
λ = 0,934
⇒ r bx = 0,934.317,5 = 296,5[mm] ≈ 0,2965[m]
Sau khi tính toán xong
tính toán.
8
M ,Mϕ
t
max
8
giá trị nào nhỏ hơn sẽ được chọn để
TKMH kết cấu tính toán ôtô
i
i
hi
M
t
h1
Sv: Nguyễn Văn Phúc
i
= 3,49
= 2,04
h2
i
h3
i
= 1,33
h4
= 1,0
397,86
232,56
151,62
114
151
258,45
396,42
527,24
[N.m]
Mϕ
max
[N.m]
TS chọn
151
232,56
151,62
Chọn Memax=114 Nm để tính toán.
II.Xác định khoảng cách giữa các trục
Vì hộp số có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ được tính
A = a.3
M
e max
M
e max
.
114
[mm]
:Mômen cực đại của động cơ [N.m]
.a:Hệ số kinh nghiệm - Với xe con: a=13
⇒ A = (13 ÷ 16) 114 = 63,03 ÷ 77,5
3
[mm] Ta chọn:
III.Chọn môđun bánh răng: m
Chọn môđun theo công thức kinh nghiệm:
mn = (0,032 ÷ 0,040)A; mn = (2,017 ÷ 2,52)
÷
16
A
so − bo
= 63,03
[mm]
; chọn mn = 2,5
β = 30
Chọn góc nghiêng
IV.Xác định số răng của các bánh răng
1. Cặp bánh răng luôn ăn khớp
Số răng của bánh răng chủ động : Chọn theo điều kiện không cắt chân
Z
a
≥ 13
Z
a
= 16
răng, nghĩa là
; chọn
Số răng của bánh răng bị động:
Z
'=
a
2 A cos β
m
n
Z
a
=
2.63,03.0,866
− 16 = 27,67
2,5
Làm tròn:
Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:
i
a
=
Z
Z
a
a
'
=
28
= 1,75
16
2. Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài số:
9
9
Z
a
' = 28
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Ta có:
i
hi
Sv: Nguyễn Văn Phúc
= i a .i gi
Với
i
g1
-Tay số 1:
i
g2
-Tay số 2:
i
g3
i
gi
= i h1 =
i
là tỉ số truyền của cặp bánh răng được gài.
a
= ih2 =
i
a
= i h3 =
i
a
3,49
= 1,99
1,75
2,04
= 1,17
1,75
1,33
= 0,76
1,75
-Tay số 2:
3. Số răng của các bánh răng dẫn động gài số ở trục trung gian:
Z
g1
=
2 A cos β
2.63,03.0,866
=
= 14,6
(
1
+
)
2
,
5
(
1
+
1
,
99
)
mn i g1
Z
g2
=
2 A cos β
2.63,03.0,866
=
= 15,76
mn (1 + i g 2) 2,5(1 + 1,77)
Z
g3
=
2 A cos β
2.63,03.0,866
=
= 24,8
mn (1 + i g 3) 2,5(1 + 0,76)
-Số 1:
-Số 2:
-Số 3:
Làm tròn:
Z
g1
= 15
Z
g2
= 16
Z
g3
= 25
4.Số răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp:
Z
gi
'= Z gi .i gi
-Số 1:
-Số 2:
Z
g1
Z
g2
Z
g3
' = Z g1 . i g1 = 15.1,99 = 29,85
Làm tròn Zg1'=30
' = Z g 2 .i g 2 = 16.1,77 = 28,32
' = Z g 3 .i g 3 = 25.0,76 = 19
Làm tròn Zg2'=28
-Số 3:
Làm tròn Zg3'=19
5. Xác định lại tỉ số truyền của các cặp bánh răng gài số:
10
10
TKMH kết cấu tính toán ôtô
i gi =
Z
Z
gi
Sv: Nguyễn Văn Phúc
'
gi
i g1 =
Z
Z
i
Z
Z
-Số 1:
=
g2
-Số 2:
ig3 =
g1
Z
Z
'
=
30
=2
15
=
28
= 1,75
16
=
19
= 0,76
25
g1
'
g2
g2
g3
'
g3
-Số 3:
6. Xác định lại tỉ số truyền của hộp số:
i
hi
= i a .i gi
-Số 1:
-Số 2:
i
h1
= i a .i g1 = 1,75.1,99 = 3,483
i
h2
= i a .i g 2 = 1,75.1,77 = 3,098
i
h3
= i a .i g 3 = 1,75.0,76 = 1,33
-Số 3:
7. Tính chính xác khoảng cách trục: A
A
a
= mn
-Cặp luôn ăn khớp:
A=
n
m (Z
n
=
+ Z g1 ' )
g2
m (Z
n
g3
=
+ Z g2 ')
2 cos β
-Cặp gài số 2:
3
g1
+ Z g3')
2 cos β
2,5(16 + 28)
= 63,51
2.0,866
=
2 cos β
-Cặp gài số 1:
A
2 cos β
m (Z
1
A2 =
(Z a + Z a ' )
2,5(15 + 30)
= 64,95
2.0,866
=
=
[mm]
[mm]
2,5(16 + 28)
= 63,51
2.0,866
[mm]
2,5(25 + 19)
= 63.51
2.0,866
-Cặp gài số 3:
[mm]
Chọn Ac=Aa=A2=A3=63,51(mm) khi đó có sự sai lệch giữa khoảng cách
các trục, ta chọn giải pháp dịch chỉnh góc các bánh răng của cặp bánh răng
gài số 1 .
V. Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng:
1. Xác định hệ số dịch chuyển trục bánh răng gài số 1:
11
11
TKMH kết cấu tính toán ôtô
λ
=
01
A −A
A
c
1
=
1
Sv: Nguyễn Văn Phúc
63,51 − 64,95
= −0,0222
64,95
2. Tổng số dịch chỉnh tương đối
ξ
ξ
0
và góc
α
của bánh răng gài số 1:
= −0,02036 α = 16
0
;
3. Hệ số dịch chỉnh tổng cộng:
ξt=0,5ξ0(Zg1+Zg1'), Thay số: ξt=-0,4581;
ξ = ξ +ξ
t
1
2
.
ξ
ξ
1
:Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng Zg1
2
. : Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng Zg2
Ta có: ξ1==0,1176;
g
ξ2=ξt-ξ1=-0,4581-0,1176=-0,5757;
4. Kiểm tra
ξ
1
và
ξ
2
:
Z
td
=
-Số răng tương đương :
Z
1td
=
15
3
0,866
= 23,1
Z
và
' =
1td
Z
cos β
3
Ta có:
30
3
0,866
= 46,2
tg16
tgα = COS
30
01
= 0,497
- ms= mn/cosβ=2,5/cos300=2,887;
- ts=π.ms=3,14.2,887=9,065;
- ξ1s=ξ1.cosβ=0,1176.cos300=0,102;
- ξ2s=ξ2.cosβ=-0,5757.cos300=-0,499;
- ξts=ξ1s+ξ2s=0,102+(-0,499)=-0,397;
5. Lập bảng các thông số của bánh răng:
Bảng 1: Bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp không dịch chỉnh
Tên gọi
Tỷ số truyền
Mô đun pháp tuyến
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
12
Ký Hiệu
i
mn
tn
β
12
Bánh răng nhỏ:Bánh răng lớn
i=Za'/Za=28/16=1,75
mn=2,5
tn=π.mn=7,85
β=30
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
Mô đun mặt đầu
Bước mặt đầu
Đường kính vòng chia
ms
ts
d
Đường kính vòng đỉnh
Dd
Đường kính vòng đáy
Dc
Chiều cao răng
Chiều rộng vành răng
Chiều dài răng
Khoảng cách trục
Góc ăn khớp
h
B
B1
A
αn
ms=mn/cosβ=2,89
ts=π.ms=9,08
da=ms.Za=46,24
da'=ms.Za'=80,92
Dda=da+2.mn=51,24
Dda'=da'+2.mn=85,92
Dca=da-2,5.mn=39,99
Dca'=da'-2,5.mn=74,67
h=2,25.mn=5,625
B=(7,0÷8,6).mn,chọn B=20
B1=B/cosβ=23,09
A=mn(Za+Za')/2.cosβ=63,51
αn=α0=200
Bảng 2:Bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2
Tên gọi
Tỷ số truyền
Mô đun pháp tuyến
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
Mô đun mặt đầu
Bước mặt đầu
Đường kính vòng chia
Ký Hiệu
i
mn
tn
β
ms
ts
d
Đường kính vòng đỉnh
Dd
Đường kính vòng đáy
Dc
Chiều cao răng
Chiều rộng vành răng
Chiều dài răng
Khoảng cách trục
Góc ăn khớp
h
B
B1
A
αn
Bánh răng nhỏ:Bánh răng lớn
i=Zg2'/Zg2=28/16=1,75
mn=2,5
tn=π.mn=7,85
β=30
ms=mn/cosβ=2,89
ts=π.ms=9,08
d2=ms.Zg2=46,24
d2'=ms.Zg2'=80,92
Dd2=d2+2.mn=51,24
Dd2'=d2'+2.mn=85,92
Dc2=d2-2,5.mn=39,99
Dc2'=d2'-2,5.mn=74,67
h=2,25.mn=5,625
B=(7,0÷8,6).mn,chọn B=20
B1=B/cosβ=23,09
A=mn(Zg2+Zg2')/2.cosβ=63,51
αn=α0=200
Bảng 3:Bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3
Tên gọi
Tỷ số truyền
Mô đun pháp tuyến
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
13
Ký Hiệu
i
mn
tn
β
13
Bánh răng nhỏ:Bánh răng lớn
i=Zg3'/Zg3=25/19=1,32
mn=2,5
tn=π.mn=7,85
β=30
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
Mô đun mặt đầu
Bước mặt đầu
Đường kính vòng chia
ms
ts
d
Đường kính vòng đỉnh
Dd
Đường kính vòng đáy
Dc
Chiều cao răng
Chiều rộng vành răng
Chiều dài răng
Khoảng cách trục
Góc ăn khớp
h
B
B1
A
αn
ms=mn/cosβ=2,89
ts=π.ms=9,08
d3=ms.Zg3=72,25
d3'=ms.Zg3'=54,91
Dd3=d3+2.mn=77,25
Dd3'=d3'+2.mn=59,91
Dc3=d3-2,5.mn=66
Dc3'=d3'-2,5.mn=48,66
h=2,25.mn=5,625
B=(7,0÷8,6).mn,chọn B=20
B1=B/cosβ=23,09
A=mn(Zg3+Zg3')/2.cosβ=63,51
αn=α0=200
Bảng 4:Bánh răng trụ răng nghiêng gài số 1 dịch chỉnh chiều cao:
Tên gọi
Tỷ số truyền
Mô đun
Bước răng
Góc profin
Bước cơ sở
Khoảng cách trục khi ξt=0
Khoảng cách trục khi ξt≠0
Hệ số thay đổi khoảng cách
trục
Tổng hệ số dịch chỉnh tương
đối
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng
Hệ số chỉnh của bánh răng
nhỏ và bánh răng lớn
Độ dịch chỉnh ngược
Đường kính vòng tròn chia
Ký hiệu
i
ms
ts
α0
t0
A
Ac
λ0
ξ0
ξ0=-0,02036
ξts
ξ1s
ξ2s
Δh0
d
ξts==0,397
ξ1s=0,102
ξ2s=-0,499
Δh0=ξts.ms-(Ac-A)=2,59
d1=ms.Zg1=43,3
d2=ms.Zg1'=86,61
d01=d1.cosα0=40,69
d02=d2.cosα0=81,39
dk1=d1.(λ0+1)=42,34
dk2=d2.(λ0+1)=84,69
Dd1=d1+2.ms+2.ξ1s.ms-2.Δh0=44,48
Dd2=d2+2.ms+2.ξ2s.ms-2.Δh0=84,32
Dc1=d1-2,5.ms+2ξ1s.ms=36,67
Dc2=d2-2,5.ms+2ξ2s.ms=76,51
Đường kính vòng cơ sở
d0
Đường kính vòng khởi thủy
dk
Đường kính vòng đỉnh
Dd
Đường kính vòng đáy
Dc
14
Bánh răng nhỏ:Bánh răng lớn
ih=Zg1/Zg1'=0,5
ms=2,887
ts=9,065
α0=200
t0=ts.cosα0=8,52
A=0,5.m.(Zg1+Zg2)=56,25
Ac=A(λ0+1)=55
λ0=-0,0222
14
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
Chiều cao răng
h
Chiều cao đầu răng
hd
Chiều dày răng trên vòng chia
S
15
h1=2,25.ms-Δh0=3,91
h2=2,25.ms-Δh0=3,91
hd1=0,5(Dd1-dk1)=1,07
hd2=0,5(Dd2-dk2)=0,185
S1=4,75
S2=4,17
15
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN HỘP SỐ
I. Chế độ tải trọng để tính toán hộp số:
1. Mômen truyền đến các trục hộp số
Bảng IV:
Tên
gọi
Từ động cơ truyền đến
Công thức[kN.m] Giá trị
Trục
0,114
Ms =Me
sơ cấp
Theo bám từ bánh xe truyền đến
Công thức[kN.m]
Giá trị
0,216
ϕ max .Gϕ . r bx
s
Trục
trung
gian
Mϕ
Trục
thứ cấp
-Số 1
-Số 2
-Số 3
M
= M e .i a
tg
M
i
0,1995
max
=
ii
0 h1
tg
max
=
ϕ .G . r
ii
1
M tc = M e .ih1
2
tc
- 0,398
- 0,233
- 0,152
s
M ϕ max =
ϕ .G . r
i
3
tc
Trong đó: .
.
0
φ
= M e .i h 2
= M e .i h 3
G
: tỉ số truyền TLC – i0=4,22
max
: hệ số bám lớn nhất -
φ
φ
max
= 0,8
.
: trọng lượng bám ô tô - Gφ=13400N
2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng:
P
- Lực vòng :
=
2M
Z .m
t
R
s
=
P.tgα
cos β
- Lực hướng kính :
- Lực chiều trục : Q = P.tgβ
16
16
ϕ
max
-
i
bx
0,378
0 g1
-
M
ϕ
max
= M e .i hi
tc
M
Mϕ
0
bx
0,753
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
Bảng V:
Tên gọi
Lực vòng P[N]
Cặp luôn ăn khớp
493
Cặp gài số 1
1838
Cặp gài số 2
1008
Cặp gài số 3
421
Lực hướng kính R Lực chiều trục Q
207
285
772
1061
423
582
177
243
II. Tính sức bền bánh răng:
1. Tính sức bền uốn:
σ
.
.
u
k
d
k
ms
=
P.K K K K K
b.π . m . y. K β
ms
d
c
tp
gc
ntb
: Hệ số tải trọng động bên ngoài -
k
d
: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động :
+ Đối với bánh răng bị động :
k
.
÷
=1,5 2.
c
k
k
ms
ms
=1,1
=0,9
: Hệ số tính đến độ cứng của trục và phương pháp lắp bánh răng
trên trục
+ Đối với bánh răng côngxon ở trục sơ cấp :
+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp :
.
k
.
k
c
c
=1,2
=1,1
tp
: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các buớc răng khi
gia công gây nên -
k
k
k
tp
÷
=1,1 1,3
gc
: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng do gia
công gây nên -
k
gc
=1,0
kβ
.
: Hệ số tính đến độ trùng khớp chiều trục với sức bền của răng
[ tra theo đồ thị]
17
17
TKMH kết cấu tính toán ôtô
σ
σ
σ
σ
Sv: Nguyễn Văn Phúc
ua
= 346[ KG / cm 2 ]
u1
= 1369[ KG / cm 2 ]
u2
= 850[ KG / cm 2 ]
u3
= 304[ KG / cm 2 ]
Từ đó ta tính được :
Ứng suất uốn cho phép của các bánh răng hộp số máy kéo:
[σu]=2500 KG/cm2 =>thỏa mãn.
2. Tính sức bền tiếp xúc :
Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toán ứng suất tiếp
xúc (tương ứng với chế độ tải trọng : Đối với ô tô lấy bằng
thức :
σ
tx
PE
1 1
( + )
b'.sin α . cos α r r '
= 0,418cos β
β
.
.P
.E
. b'
: Góc nghiêng của răng
: Lực vòng [MN]
: Môđun đàn hồi - Đối với thép : E = 0,2MN
: Chiều dài tiếp xúc của răng [m]
α
.
: Góc ăn khớp
Ta có :
+ b' =
b
0,02
=
= 0,043
cos β 0,889
[m]
+ Sin20 = 0,34
+ Cos20 = 0,93
r
1
=
+
r' =
1
+
r
2
+
r'
2
+
18
=
d
=
1
2
43,3
= 21,65[mm] = 0,022[ m]
2
d ' = 86 ,61 = 43,305[mm] = 0,043[m]
1
2
d
2
2
2
=
46,24
= 23,12[mm] = 0,023[m]
2
= d '2 =
2
80 ,92
= 41,46[mm] = 0,041[m]
2
18
At
2
) theo công
TKMH kết cấu tính toán ôtô
r
3
+
= d3 =
2
72,25
= 36,125[mm] = 0,036[m]
2
d'
105
= 27,455[mm] = 0,027[m]
2
r' =
3
+
r
a
+
r'
Sv: Nguyễn Văn Phúc
a
3
2
=
= da =
2
46,24
= 21,12[mm] = 0,021[m]
2
= d 'a =
2
80 ,92
= 40,46[mm] = 0,04[m]
2
+
Ta tính được các ứng suất tiếp :
σ
a
= 191[ MN / m 2 ]
σ
1
= 358[ MN / m 2 ]
σ
2
= 212[ MN / m 2 ]
σ
3
= 166[ MN / m 2 ]
σ
[σ ]
tx
tx
÷
2
Như vậy các giá trị của
đều nhỏ thua
=1000 2500[MN/m ]
II. Tính toán trục hộp số
Nhận xét:Lực tác dụng lên cặp bánh răng số 1 là khá lớn so với các cặp
bánh răng khác nên ta tính bền cho cặp bánh răng số 1
1. Chọn sơ bộ kích thước các trục
a: Đối với trục sơ cấp:
d
1
= 10,6 3
M
e max
= 10,6.3 114 = 51,39[mm]
b: Đối với trục trung gian :
d
= 0,45. A = 0,45.63,03 = 28,36[mm]
2
d
l
2
2
=
0,16
⇒ l2
=177,27[mm]
c: Đối với trục thứ cấp :
d
19
3
=0,45A=0,45.63,03 = 28,36[mm]
19
TKMH kết cấu tính toán ôtô
d
l
Sv: Nguyễn Văn Phúc
3
3
=0,18
⇒ l3
=157,57[mm]
.A : Khoảng các trục
.
.
l ,d
2
2
l ,d
3
: Đường kính và chiều dài trục trung gian
3
: Đường kính và chiều dài trục thứ cấp.
2. Tính trục về sức bền :
a: Trục sơ cấp:
chọn sơ bộ a1=40mm; b1=50mm
-Tính phản lực tại các gối :
+ Gối D:
<=> Dn=-617,6N; Cn=-1388N. chiều của Dn,Cn ngược với chiều giả
định;
<=> Cr=4135N, Dr=2297,5N
- Nhận xét: Lực tác dụng tại C lớn nên mặt cắt tại C là mặt cắt nguy
hiểm.
Tại C : Mn= 24,7Nm
Mr=92Nm; Mx=38,6Nm
20
20
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
- Tính bền theo độ bền uốn:
M u = M n2 + M r2 = 95,26 Nm = 95260 Nmm
Wu=0,1d13=13572 mm3
σ
u
=
M
W
u
=
u
M
0,1d
u
3
= 7,02 < [σ ] = 60[ N / mm 2 ]
u
- Tính bền theo độ bền xoắn:
τ
x
=
Mx
Mx
=
= 1,42 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm2 ]
3
Wx 0,2.d
- Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :
σ
σ + M = 7,02
⇒ σ < [σ ] = 80[ N / mm ]
th
2
=
2
x
u
2
+ 1,422 = 7,16
2
th
th
b: Trục trung gian:
Chọn sơ bộ: a2=b3=30mm,c=90mm
- Tính phản lực tại các gối
+
Thay số ta được: En=320N;Fn=659N
+
Thay số ta được: Er=27N; Fr=1372N
- Nhận xét: Trên trục có hai mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại điểm
lắp bánh răng
- Mô men tại mặt cắt lắp bánh răng số 2: Mn=22,6Nm; Mr=53Nm;
- Mô men tại mặt cắt lắp bánh răng số 3: Mn=30,122Nm; Mr=40,35Nm
- Tính trục theo độ bền uốn tại mặt cắt lắp bánh răng số 2:
M
σ
u
u
=
=
M
M
W
u
u
2
n
=
2
+ M r = 58 Nm
M
0,1d
u
3
= 25 < [σ ] = 60[ N / mm 2 ]
u
- Tính trục theo xoắn : Mx=P1.r1-Pa.ra'=20,7Nm
τ
-
x
=
Mx
Mx
=
= 4,5 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
Wx 0,2.d 3
Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :
σ
21
th
=
σ
2
u
+τ x = 25,4 ⇒ σ th < [σ th] = 80[ N / mm 2 ]
2
21
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
c: Trục thứ cấp : chọn sơ bộ a4=100mm, b4=50mm
- Tính phản lực tại các gối :
Ta có: vs
Thay số với các lực tác dụng lên bánh răng số 4 trên hình vẽ là các
lực tác dụng lên bánh răng bị động gài số 1 (P1',Q1',R1') ta được:
Bn= 257N, An=515N; Br=613N. Ar=1225N
- Nhận xét mặt cắt tại điểm lắp bánh răng số 4 là mặt cắt nguy hiểm
nhất với: Mu=Bn.a4+Q4.r1'=71,3Nm
Mr=Br.a4=61,3Nm
Mx=P4.r1'=79Nm
- Tính trục theo độ bền uốn :
Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức :
M
σ
u
u
=
=
M
M
W
u
u
2
u
=
2
+ M r = 94 Nm
M
0,1d
u
3
= 41 < [σ ] = 60[ N / mm 2 ]
u
- Tính trục theo xoắn :
τ
x
=
Mx
Mx
=
= 17,3 < [τ x] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
3
Wx 0,2.d
-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :
σ
=
th
22
σ
2
u
+ τ x = 44,5 ⇒ σ th < [σ th] = 80[ N / mm2 ]
2
22
TKMH kết cấu tính toán ôtô
Sv: Nguyễn Văn Phúc
CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ CHỌN Ổ LĂN
1. Chế độ tải trọng trong tính toán ổ lăn :
M
α
với
tb
= α . M e max
: Hệ số sử dụng mômen xoắn.
α = 0,96 − 0,136.10 −2.N r + 0,41.10 6.N r2
N
75.0,763
N r = e max =
= 42,7[ kW / T ]
m
1,34
⇒ α = 0,95
Từ đó ta có :
M
tb
= 0,95.11,4 = 10,83[kG.m]
2. Tính toán khả năng làm việc của ổ :
Ta có :
.
.
.
Kd
Kt
K1
C = Rtd .K 1 .K d .K t .( nt .ht ) 0,3
: Hệ số tính đến vòng nào của ổ bi quay
: Hệ số tính đến tải trọng động
nt =
. : Số vòng quay tính toán
Lấy
.
v
h
t
tb
: Thời gian làm việc của ổ lăn :
S
=
t
tb
1
160000
= 3200[h]
50
= 0,1 / 0,01;α 2 = 3 / 1,4;α 3 = 8 / 5,9;α 4 = 75 / 83,7
n = 16018[v / p], n
n = 24270[v / p];
1
Vtb .ih .i0
0,377.rbx
= 50[km / h] ⇒ nt = 1888 [v / p ]
h =V
2
= 36890[v / p ]; n3 = 70382[v / p ]
4
β =n
n
i
i
-Hệ số vòng quay :
23
t
23
=1,35
=1,5
: Hệ số tính đến ảnh hưởng của chế độ nhiệt
nt
α
Kd
K1
Kt
=1
TKMH kết cấu tính toán ôtô
β
β
1
4
Sv: Nguyễn Văn Phúc
= 0,65; β = 1,51; β = 2,89
2
3
= 1 β = 5,26
5
-Lực tác dụng tương đương :
.Trục sơ cấp :
R
.Trục thứ cấp :
td
R
= 17,7[ N ]
td
= 16,95[ N ]
R
td
= 8,65[ N ]
.Trục trung gian :
-Ta có hệ số làm việc C
. Trục sơ cấp: C = 3655
.Trục thứ cấp : C = 3502
.Trục trung gian : C = 1786
3. Chọn ổ lăn :
Đối với ổ bi cầu và ổ thanh lăn ,ta căn cứ vào hệ số C đã xác định rồi tra
theo sổ tay sẽ chọn được ổ bi tương ứng
4. Vật liệu chế tạo các chi tiết trong hộp số
1: Vật liệu chế tạo bánh răng:
-Thép 35XMA với bánh răng chịu tải trọng nhỏ, độ cứng có thể đạt 55
HRC
-Thép 18XTT với bánh răng chịu tải trọng lớn ; độ cứng có thể đạt 64
HRC
2: Vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cao tần với độ sâu 1,5 – 5 [mm]
3: Vật liệu chế tạo vỏ hộp số :
γ
- Gang C
γ
.21-40 và C
÷
.24-44
- Đạt độ cứng 190 240 HB
24
24
