TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Xu hướng việt nam số lượng ôtô - máy kéo ngày sử dụng nhiều.Ôtô - máy kéo đóng vai trò quan trọng nghiệp CNHHĐH nước ta.Để hoà nhập với xu hướng phát triển chung đất nước giới ngành ôtô nói riêng phải không ngừng tăng số lượng xe mà phải trọng cải tiến nâng cao mẫu mã chất lượng để tăng hiệu sử dụng tính an toàn cho xe.Trên sở em giao đề tài Tính toán thiết kế hộp số trục xe ôtô Với kiến thức có hạn trình làm TKMH không tránh khỏi sai xót Em mong sự bảo tận tình thầy Bộ môn Cơ khí ôtô trường ĐH Giao Thông Vận Tải Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo PGS.TS Nguyễn Văn Bang tận tình hướng dẫn em hoàn thành đồ án môn học này! Sinh viện: Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Đề Bài: Thiết kế hộp số ô tô: xe Với thông số: Loại hộp số: trục Bánh xe:6,5-13 M e max : 8,9 (KG.m), Ga1 =632 (KG); Ga1 = 713 (KG), Số tay số: Tỉ số truyền hộp số - TLC: +Số 1:3,75 +Số 2: 2,3 +Số 3:1,49 +Số 4: 1,0 +L : +TLC:4,3 Sinh viên : N e max : 60 (ML) Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang CHƯƠNG I: CHỌN SƠ ĐỒ CỦA HỘP SỐ Chọn loại hộp số trục, có trục sơ cấp thứ cấp đồng tâm , cấp ( số tiến số lùi ) có số số truyền thẳng Các bánh ăn khớp bánh trụ nghiêng Dùng bánh trụ nghiêng có ưu điểm giảm tiếng ồn lực va đập có phiền phức phải dùng kèm với đồng tốc, kích thước hộp số tăng lên , mặt khác sang số phải khắc phục mômen quán tính lớn làm cho mặt ma sát đồng tốc phải chịu tải trọng động Ta có : Số 1,2 số lùi gài khớp then hoa Số 3;4 gài đồng tốc Các bánh trục trung gian chế tạo rời lắp chặt trục trung gian Sơ đồ động hộp số trình bầy hình vẽ : Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang CHƯƠNG II: CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ VÀ XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN 2.1 Chế độ tải trọng thiết kế 1.Tải trọng từ động đến chi tiết tính hộp số: M t = M e max ihi [N.m] M t : Mômen tính toán chi tiết cần tính [N.m] M e max :Mômen cực đại động [N.m] ihi :Tỉ số truyền từ động đến chi tiết cần tính Tải trọng từ bánh xe chủ động đến chi tiết cần tính toán theo điều kiện bám lớn cánh xe với mặt đường M ϕ max = ∑ Z ϕ i max r bx [N.m] t ∑ Z :Tổng phản lực mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động [N] ∑ Z = Ga =1345 [N] ϕ max :Hệ số bám lớn bánh xe với mặt đường-ϕ max =0,7 it :Tỉ số truyền tính từ bánh xe chủ động đến tiết cần tính Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô i = i i r t GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang hi bx :Bán kính bánh xe r r = λ r Ta có: bx b d = ( B + )25,4 = 404(mm) b với λ :Hệ số kể đến biến dạng lốp- λ = 0,934 ⇒ r bx = 0,934.404 = 377,34[ mm] ≈ 0,378[m] Sau tính toán xong tính toán i M Mϕ i hi h1 = 3,75 [N.m] 700,4 t [N.m] TS chọn max 1467,8 170 M ,M ϕ t i h2 = 2,3 max giá trị nhỏ chọn để i h3 = 1,49 i h4 = 1,0 448,8 268,6 170 1467,8 1467,8 1467,8 2.2 Xác định khoảng cách trục Vì hộp số có trục cố định nên khoảng cách sơ tính A = a.3 M e max [mm] M e max :Mômen cực đại động [N.m] a:Hệ số kinh nghiệm - Với xe con:a=18,5 ⇒ A = 18,53 96 = 102,5 [mm] Ta chọn: Aso −bo = 102,5 [mm] 2.3 Chọn môđun bánh răng: m Chọn môđun theo công thức kinh nghiệm: Mn = (0,032 – 0,040)A; chọn mn =3,5  Chọn góc nghiêng β = 20 2.4 Xác định số bánh Cặp bánh ăn khớp Số bánh chủ động : Chọn theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa Z a ≥ 13 ; chọn Z a = 16 Số bánh bị động: A cos β 2.102,5.0,9396 − 16 = 39,0386 Làm tròn: Za = 39 Z a '= - Za = 3,5 mn Tỉ số truyền cặp bánh ăn khớp là: Za ' = 39 = 2,44 ia = Za 16 Tỉ số truyền cặp bánh gài số: Ta có: ihi = ia i gi Với Sinh viên : i gi tỉ số truyền cặp bánh gài Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô i -Tay số 1: = i h1 = i i -Tay số 2: i = i i -Tay số 2: i = i g1 a h2 g2 h3 g3 3,75 = 1,69 2,44 = 2,3 = 1,08 2,44 = 1,49 = 0,65 2,44 a a GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Số bánh dẫn động gài số trục trung gian: 2A 2.102,5 = = 21,78 , -Số 1: Zg1 = mn (1 + ig1) 3,5(1 + 1,69) -Số 2: Z = -Số 3: Z = g2 g3 Làm tròn: 2A cos β 2.102,5.0,93969 = = 26,64 mn (1 + ig 2) 3.5.(1 + 1,08) 2A cos β 2.102,5.0,9396 = = 33,46 ( + ) , ( + , 65 ) m n ig = 22 = 27 g2 = 34 g3 Z Z Z g1 4.Số bánh bị động trục thứ cấp: Z gi ' = Z gi i gi -Số 1: -Số 2: -Số 3: ' = Zg1 ig1 = 1,69.22 = 37,18 Làm tròn Z' g1 = 37 ' = Zg ig = 1,08.27 = 29,16 Làm tròn Z g = 29 g2 ' = Zg ig = 34.0,65 = 22,1 Làm tròn Z g = 22 g3 Z Z Z g1 ' ' Xác định lại tỉ số truyền cặp bánh gài số: i = gi Z Z gi ' gi Z ' = 37 = 1,68 Z 22 Z ' = 29 = 1,07 -Số 2: i = Z 27 Z ' = 22 = 0,65 -Số 3: i = Z 34 -Số 1: ig1 = g1 g1 g2 g2 g2 g3 g3 g3 xác định số trục số lùi ta chọn theo điều kiênj không cắt chân Z L ≥ 13 Ta chọn Zl1= 16; Zl2 = 13 Xác định lại tỉ số truyền hộp số: -Số 1: ih1 = ia ig1 = 2,44.1,68 = 4,1 -Số 2: ih = ia ig = 2,44.1,07 = 2,61 -Số 3: ih = ia ig = 2,44.0,65 = 1.586 Sinh viên : i hi = i a i gi Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 7 Tính xác khoảng cách trục: A mn (Za + Za ' ) = 102.43 [mm] -Cặp ăn khớp: Aa = cos β mn (Zg1 + Zg1 ' ) = 103.25 [mm] -Cặp gài số 1: A1 = cos β mn (Zg + Zg ' ) = 104.29 [mm] -Cặp gài số 2: A2 = cos β mn ( Zg + Zg ' ) = 104.29 [mm] -Cặp gài số 3: A3 = cos β Chọn Ac = A1 = A3 = 102.43[mm] có sai lệch khoảng cách trục, ta chọn giải pháp dịch chỉnh góc bánh cặp ăn khớp cặp gài số 2.5 Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng: Xác định hệ số dịch chuyển trục: λ0 = A Với c A −A A c = 102.43 ⇒ λ0 = 102,43 − 102,5 = −0,00063 102,5 Tổng số dịch chỉnh tương đối ξ góc α : ξ Với cặp ăn khớp: = −0,00063 '  α = 19 54 Với cặp bánh gài số 2: ξ = −0.00063 α = 19 54 '  Hệ số dịch chỉnh tổng cộng: ξ t ξ = ξ +ξ ξ :Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh Z ξ : Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh Z ξ Với cặp bánh gài số 1: ξ = ξ = = −0.0093 t 2 t 2 Kiểm tra ξ ξ : -Số tương đương : Z' Z' td = 32.54 td = 40.9 Z Z tgα Sinh viên : = 0a tgα 0n COSβ td td Z td = Z cos β Ta có: = 34.95 = 26.5 = 0.3873 Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang -Hệ số dịch chỉnh tổng cộng: +Bánh ăn khớp: ξt = 0,5.ξ0 ( Z1 + Z1 ' ) = −0.0186 +Bánh gài số 2: ξt = 0,5.ξ0 ( Zg + Zg ' ) = −0.1764 Bảng II: Thông số hình học bánh trụ nghiêng không dịch chỉnh số Tên gọi KH Gài số Gài số Bánh nhỏ : Bánh lớn Bánh nhỏ : Bánh lớn Tỉ số truyền i 1.68 1.07 Môđun 3.5 3.5 mn , ms Bước pháp tuyến 10.99 11.49 t n ,ts Góc nghiêng β 0o 21010’ Môđun mặt đầu 3.66 ms Bước mặt đầu sở t , t s 10.33 10.7 Đường kính vòng chia D Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng đáy Chiều cao Chiều rộng vành Khoảng cách trục Góc ăn khớp D D d c H B A α n 77 : 129.5 98,82 : 106.14 83.93 68.19 : 136.93 105.98 :113.3 : 120.68 91,44 : 96,93 7.79 8.18 17.5 28 102.43 104.29 o 19 54’ 19o54’ Bảng III: Thông số hình học cặp bánh trụ nghiêng dịch chỉnh góc Tên gọi KH Cặp ăn khớp Bánh nhỏ : Bánh lớn Tỉ số truyền i m t α t A 2.44 Cặp gài số Bánh nhỏ : Bánh lớn 0.65 3.5 3.66 10.99 11.49 20o 10.99 102.5 21 10 10.7 104.29 102.5 102.48 Môđun Bước Góc profin Bước sở Khoảng cách trục ( ξt = 0) Khoảng cách trục ( Sinh viên : 0 A c  ' Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô ξ t GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang ≠ 0) Hệ số thay đổi khoảng cách trục Tổng hệ số dịch chỉnh λ Độ dịch chỉnh ngược ξ ξ ξ ∆h Đường kính vòng chia d Đường kính vòng sở Đường kính vòng đỉnh d Đường kính vòng đáy Chiều cao D h Chiều rộng vành B Phân cho bánh nhỏ Phân cho bánh lớn t 0 -0.00063 -0.0166 -0.0083 -0.0083 0.05 58.56 142.74 : 124.44 D d c 65.06 149.74 49.8 7.8 : : 134 28 : 80.52 116.04 : 131.6 87.68 115.23 3.6 : 75.08 : 71.3 28 CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN HỘP SỐ 3.1 Chế độ tải trọng để tính toán hộp số: Mômen truyền đến trục hộp số Bảng IV: Tên Từ động truyền đến gọi Công thức[kN.m] Giá trị Trục sơ cấp M s = M e 0,17 Trục trung gian Trục thứ cấp Số Số Số Sinh viên : M M M M M tg i tc tc = M e i a = M e i h1 = M e i h tc tc Công thức[kN.m] s Mϕ ϕ max max bx 0.36 bx 0.87 h1 tg Mϕ ϕ G r ii Giá trị ϕ G r ii ϕ max max g1 = M e i hi 0.42 Theo bám từ bánh xe truyền đến = M e i h 0.7 0.45 0.27 s Mϕ ϕ G r i ϕ max max bx 1.46 Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 10 i : tỉ số truyền TLC - i = 4,3 φ : hệ số bám lớn - φ = 0,7 Gφ : trọng lượng bám ô tô - Gφ = 1345KG Trong đó: 0 max max Lực tác dụng lên cặp bánh răng: 2M Z m P.tgα - Lực hướng kính : R = cos β - Lực vòng : P = t - Lực chiều trục : Q = P.tgβ Bảng V: Tên gọi Lực vòng P[N] Cặp ăn khớp Cặp gài số Cặp gài số Cặp gài số Lực hướng kính Lực chiều trục Q R 295 345 998 1370 676 689 275 378 597,7 2375 1194 655 3.2 Tính sức bền bánh răng: Tính sức bền uốn: u = KK KK K b.π m y K d ms c ntb gc β : Hệ số tải trọng động bên - k d =1,5 ÷ ms : Hệ số tính đến ma sát + Đối với bánh chủ động : k ms =1,1 + Đối với bánh bị động : k ms =0,9 k c : Hệ số tính đến độ cứng trục phương pháp lắp bánh trục + Đối với bánh côngxon trục sơ cấp : k c =1,2 + Đối với bánh di trượt trục thứ cấp : k c =1,1 k : Hệ số tính đến tải trọng động phụ sai số buớc gia k k σ d công gây nên - k =1,1 ÷ 1,3 k gc : Hệ số tính đến ứng suất tập trung góc lượn gia công gây nên - k gc =1,0 k β : Hệ số tính đến độ trùng khớp chiều trục với sức bền [ tra theo đồ thị] Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô σ σ Từ ta tính : σ σ ua = 315[ KG / cm ] u1 = 687[ KG / cm ] u2 = 612[ KG / cm ] u3 = 382[ KG / cm ] 11 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Tính sức bền tiếp xúc : Đối với cặp bánh chế tạo vật liệu, tính toán ứng suất tiếp xúc (tương ứng với chế độ tải trọng : Đối với ô tô lấy σ tx At ) theo công thức : PE 1 ( + ) b'.sin α cos α r r ' = 0,418 cos β β : Góc nghiêng P : Lực vòng [MN] E : Môđun đàn hồi - Đối với thép : E = ÷ 2,2.10 [daN/cm ] b' : Chiều dài tiếp xúc [m] α : Góc ăn khớp Ta có : b 0,02 + b' = cos β = 0,889 = 0,043 [m] + Sin20  = 0,34 + Cos20  = 0,93 d 100 = 50[mm] = 0,05[m] 2 200 + r '1 = d '1 = = 100[mm] = 0,1[ m] 2 140 + r2 = d = = 70[mm] = 0,07[ m] 2 + r + r' = = d = d' 2 = 150 = 75[mm] = 0,075[m] 195 = 97,5[mm] = 0,0975[m] 2 105 + r '3 = d '3 = = 52,5[mm] = 0,0525[m] 2 80 + r a = d a = = 40[mm] = 0,04[m] 2 220 + r 'a = d 'a = = 110[mm] = 0,11[m] 2 + r = = Ta tính ứng suất tiếp : σ = 0,418.0,889 2375.10 −6.2.10 1 ( + ) = 272,3[ MN / m ] 2.0,043.0,34.0,93 0,05 0,1 σ = 0,418.0,889 1194.10 −6.2.10 1 ( + ) = 185,3[ MN / m ] 2.0,043.0,34.0,93 0,07 0,075 Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô 12 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 655.10 −6.2.10 1 σ = 0,418.0,889 2.0,043.0,34.0,93 ( 0,0875 + 0,0525 ) = 144[MN / m ] σ = 0,418.0,889 597,7.10 −6.2.10 1 ( + ) = 145,6[ MN / m ] 2.0,043.0,34.0,93 0,04 0,11 Như giá trị σ tx nhỏ thua [σ ]tx =1000 ÷ 2500[MN/m ] 3.3 Tính toán trục hộp số Chọn sơ kích thước trục : a: Đối với trục sơ cấp: d = 10,6 M e max = 10,6.3 96 = 48,5[mm] b: Đối với trục trung gian : d = 0,45.A = 0,45.66,4 = 29,88[mm] d = 0,16 ⇒ =250[mm] l l 2 2 c: Đối với trục thứ cấp : d =0,45A=0,45.66,4 = 29,88[mm] d l 3 =0,18 ⇒ l =230[mm] A : Khoảng trục l , d : Đường kính chiều dài trục trung gian l , d : Đường kính chiều dài trục thứ cấp Tính trục sức bền : Ta có sơ chịu lực trục a: Trục sơ cấp: Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 13 -Tính phản lực gối : p p p p r1 r1 p p 224 = 30 p − p = −R 224 = 30 R − r2 =− a ⇒ a a1 a2 = 2273[ mm] r1 r2 a ⇒ a a1 p p p p a1 a2 = 19246[mm] = 913[ mm] = 7729[mm] -Tính trục theo độ bền uốn : M 2 M + M = 548708[mm] M = M = 59,8 < [σ ] = 60[ N / mm σ =W 0,1 d = u x y u u u u u ] - Tính trục theo xoắn : τ x T T = = 17,35 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm ] W x 0,2.d = -Tính trục theo xoắn uốn tổng hợp : σ σ + τ = 59,8 + 17,35 ⇒ σ < [σ ] = 80[ N / mm ] th = u x = 62,3 th th b: Trục thứ cấp : -Tính phản lực gối : p p p p r2 r2 + r3 = p 372 = 227 p − a2 a2 p p a3 = R ⇒ p p p p r2 r2 ⇒ 372 = 227 R3 a2 a3 = 11467,5[ mm] = 7325[mm] = 4587[ mm] = 2930[ mm] -Tính trục theo độ bền uốn : 2 M = M + M = 1518946 + 1665100 ⇒ M = 2253831[ N mm] M = M = 57,3 < [σ ] = 60[ N / mm ] σ =W 0,1 d u x 2 y u u u u u u - Tính trục theo xoắn : τ x = T T = = 12 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm ] W x 0,2.d -Tính trục theo xoắn uốn tổng hợp : σ th = σ u + τ x = 61,8 ⇒ σ th < [σ th] = 80[ N / mm ] c: Trục trung gian : -Tính phản lực gối : Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô p p p p r4 r4 a4 a4 p p −p 394 = 372 p − 227 p − p =R +R 394 = 372 R + 227 R − r5 = a a ⇒ a a5 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 14 a p p p p r4 r5 a4 ⇒ a4 = 5198[ mm] = 3378[mm] = 10766[ mm] = 3567[mm] -Tính trục theo độ bền uốn : Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức : M 2 M + M = 1829681[mm] M = M = 58 < [σ ] = 60[ N / mm σ =W 0,1 d u = x y u u u u u ] - Tính trục theo xoắn : τ x = T T = = 12,5 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm ] W x 0,2.d -Tính trục theo xoắn uốn tổng hợp : σ th = σ u + τ x = 63,15 ⇒ σ th < [σ th ] = 80[ N / mm ] Tính trục theo cứng vững : f_Độ võng δ _Góc xoay δ 12 = δ +δ a: Độ võng trục: - Trục sơ cấp mặt phẳng XOZ: ( Ra1 + Ra ).b12 (a1 + b1 ) Q1 r01 b1 (2.a1 + 3.b1 ) f1 = − 3EJ EJ (6816 + 7729).30 (30 + 224) 7909.40.538 ⇒ f1 = − 3.2.214.10 6.2.214.10 ⇒ f = 0,01[mm] - Trục sơ cấp mặt phẳng XOY: ( Ra + Rr ).b12 (a1 + b1 ) Q1 r01 b1 (2.a1 + 3.b1 ) f1 ' = − 3EJ EJ (6793 + 19246).30 (30 + 224) 7909.40.538 ⇒ f1 = − 3.2.214.10 6.2.214.10 ⇒ f = 0,0215[mm] Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô 15 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang - Trục thứ cấp mặt phẳng XOZ f2 = R3 b32 a32 Q a b (b − a3 ).r03 − 3 3 3( a3 + b3 ) EJ 3(a + b3 ) EJ 7517.145 2.227 8157,3.145.227.82.97,5 − 3.372.2.104.10 3.372.2.104.2.10 ⇒ f = 0,0258[mm] ⇒ f2 = - Trục thứ cấp mặt phẳng XOY : f2 '= P3 b32 a32 Q a b (b − a3 ).r03 − 3 3 3(a + b3 ) EJ 3(a3 + b3 ) EJ 18793.145 2.227 8157,3.145.227.82.97,5 − 3.372.2.104.10 3.372.2.104.2.10 ⇒ f ' = 0,078[mm] ⇒ f2 '= b: Góc xoay trục : - Trục sơ cấp mặt phẳng XOZ: ( Ra + Pa ).b1 (2.a1 + 3.b1 ) Q1 r01 (a1 + 3.b1 ) − EJ 3EJ (6816 + 7729).30.(90 + 448) 7909.314 ⇒γ = − 6.2.214.10 3.2.214.10 ⇒ γ = 0,0049[rad ] γ = - Trục sơ cấp mặt phẳng XOY: ( Pa + Pr ).b1 ( 2.a1 + 3.b1 ) Q1 r01 ( a1 + 3.b1 ) − EJ 3EJ (6793 + 19246).30.(90 + 448) 7909.314 ⇒γ = − 6.2.214.10 3.2.214.10 ⇒ γ = 0,0075[ rad ] γ '= - Trục thứ cấp mặt phẳng XOZ: γ = R3 b3 a3 (b3 − a3 ) Q3 (a 32 − b3 a3 + b32 ) − 3(a + b3 ) EJ 3( a3 + b3 ) EJ 7517.224.145.82 8157,3.38721 − 3.372.2.214.10 3.372.2.214.10 ⇒ γ = 0,0046[ rad ] ⇒γ = - Trục thứ cấp mặt phẳng XOY: Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô γ '= 16 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang P3 b3 a3 (b3 − a3 ) Q3 (a32 − b3 a3 + b32 ) − 3( a3 + b3 ) EJ 3(a3 + b3 ) EJ 18793.224.145.82 8157,3.38721 − 3.372.2.214.10 3.372.2.214.10 ' = 0,0082[rad ] ⇒ γ '= ⇒γ Góc xoay tổng cộng : γ ∑ = γ +γ 2 2 ' = 0,0094 < 0,01[rad ] CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ CHỌN Ổ LĂN Chế độ tải trọng tính toán ổ lăn : M tb = α M e max với α : Hệ số sử dụng mômen xoắn α = 0,96 − 0,136.10 −2.N r + 0,41.10 6.N r2 N 2.65.736,42 N r = e max = = 12,2[kW / T ] m 16.1000 ⇒ α = 0,94 Từ ta có : M tb = 0,94.9,6 = 9,024[ kG.m] Tính toán khả làm việc ổ : Ta có : C = Rtd K1 K d K t (nt ht ) 0,3 Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 17 K1 : Hệ số tính đến vòng ổ bi quay _ K1 =1,35 K d : Hệ số tính đến tảI trọng động K d =1,5 K t : Hệ số tính đến ảnh hưởng chế độ nhiệt _ K t =1 V i i tb h nt : Số vòng quay tính toán _ nt = 0,377.r bx Lấy v tb = 35[km / h] ⇒ nt = 1456,2[v / p ] ht : Thời gian làm việc ổ lăn : h α α n n t = S 160000 = = 4571,42[h] Vtb 35 = 0,1 / 0,01;α = / 0,2;α = / 1,4;α = 10 / 7,8 = 80 / 87,3 - = 16018[v / p], n2 = 36890[v / p]; n3 = 70382[v / p] = 24270[v / p]; n5 = 127658[v / p ] n n β = 0,65; β = 1,51; β β = β = 5,26 -Hệ số vòng quay : β i = i t = 2,89 -Lực tác dụng tương đương : Trục sơ cấp : Rtd = 17,7[ N ] Trục thứ cấp : Rtd = 16,95[ N ] Trục trung gian : Rtd = 8,65[ N ] -Ta có hệ số làm việc C Trục sơ cấp: C = 3655 Trục thứ cấp : C = 3502 Trục trung gian : C = 1786 Chọn ổ lăn : Đối với ổ bi cầu ổ lăn ,ta vào hệ số C xác định tra theo sổ tay chọn ổ bi tương ứng Vật liệu chế tạo chi tiết hộp số 1: Vật liệu chế tạo bánh răng: Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô 18 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang -Thép 35XMA với bánh chịu tải trọng nhỏ, độ cứng đạt 55 HRC -Thép 18XTT với bánh chịu tải trọng lớn ; độ cứng đạt 64 HRC 2: Vật liệu chế tạo trục : Thép 40X cao tần với độ sâu 1,5 – [mm] 3: Vật liệu chế tạo vỏ hộp số : - Gang C γ 21-40 C γ 24-44 KẾT LUẬN: Đồ án hoàn thành nhiệm vụ tính toán thiết kế đề dựa thông số đề Giải mục đích Đồ án TKMH thiết kế hộp số sở tính toán tối ưu động lực học xe, nhằm đưa hộp số có kết cấu tính công nghệ phù hợp Nghĩa vừa đảm bảo yêu cầu cần thiết hộp số, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo tính tối ưu kết cấu nhằm giảm khối lượng công việc gia công chế tạo Bên cạnh trình tính toán đồ án TKMH đưa vẽ nhằm minh họa cách sinh động cho trình thiết kế tính toán hộp số Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô 19 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Tuy nhiên với khả hạn chế thời gian không cho phép, Đồ án TKMH tránh khỏi hạn chế thiếu sót Vậy lần em kính mong đóng góp thầy cô bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án hoàn thiện Hà Nội, ngày 24 tháng năm 2013 Sinh viên thực TÀI LIỆU THAM KHẢO 1-Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế tính toán ôtô-máy kéo(tập 1) Nguyễn Hữu Hường(Chủ biên) ,Phạm Xuân Mai-Ngô Xuân Ngát 2-Thiết kế tính toán ôtô -máy kéo(tập 1) Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình Kiên 3-Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí(tập1-2) PGS.TS.Trịnh Chất-TS.Lê Văn Uyển 4-Chi tiết máy(tập 1-2) Nguyễn Trọng Hiệp 5-Lý thuyết ôtô- máy kéo 6-Kết cấu tính toán ô tô -Ngô Hắc Hùng NXB Giao Thông Vận Tải Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô Sinh viên : 20 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Lớp : ô tô K14b-TX [...]... động cơ khí(tập1-2) PGS.TS.Trịnh Chất-TS.Lê Văn Uyển 4-Chi tiết máy(tập 1-2) Nguyễn Trọng Hiệp 5-Lý thuyết tô- máy kéo 6-Kết cấu và tính toán ô tô -Ngô Hắc Hùng NXB Giao Thông Vận Tải Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô Sinh viên : 20 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Lớp : ô tô K14b-TX ... ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế tạo Bên cạnh quá trình tính toán đồ án TKMH còn đưa ra các bản vẽ nhằm minh họa một cách sinh động cho quá trình thiết kế và tính toán hộp số Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô 19 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang Tuy nhiên với khả năng còn hạn chế và do thời gian không cho phép, Đồ án TKMH này không thể tránh... Gang C γ 21-40 và C γ 24-44 KẾT LUẬN: Đồ án này đã hoàn thành được các nhiệm vụ tính toán và thiết kế đề ra dựa trên các thông số của đề bài Giải quyết được mục đích chính của Đồ án TKMH là thiết kế hộp số trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hộp số có kết cấu và tính công nghệ phù hợp Nghĩa là vừa đảm bảo được những yêu cầu cần thiết của hộp số, phù hợp với điều kiện vận... kính mong sự đóng góp của thầy cô và bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án hoàn thiện hơn Hà Nội, ngày 24 tháng 2 năm 2013 Sinh viên thực hiện TÀI LIỆU THAM KHẢO 1-Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán tô- máy kéo(tập 1) Nguyễn Hữu Hường(Chủ biên) ,Phạm Xuân Mai-Ngô Xuân Ngát 2 -Thiết kế và tính toán tô -máy kéo(tập 1) Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình Kiên 3-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập1-2) PGS.TS.Trịnh... chi tiết trong hộp số 1: Vật liệu chế tạo bánh răng: Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô 18 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang -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 : - Gang C... = α M e max với α : Hệ số sử dụng mômen xoắn α = 0,96 − 0,136.10 −2.N r + 0,41.10 6.N r2 N 2.65.736,42 N r = e max = = 12,2[kW / T ] m 16.1000 ⇒ α = 0,94 Từ đó ta có : M tb = 0,94.9,6 = 9,024[ kG.m] Tính toán khả năng làm việc của ổ : Ta có : C = Rtd K1 K d K t (nt ht ) 0,3 Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 17 K1 : Hệ số tính đến vòng nào của... 0,075 Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô 12 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 655.10 −6.2.10 5 1 1 σ 1 = 0,418.0,889 2.0,043.0,34.0,93 ( 0,0875 + 0,0525 ) = 144[MN / m 2 ] σ 1 = 0,418.0,889 597,7.10 −6.2.10 5 1 1 ( + ) = 145,6[ MN / m 2 ] 2.0,043.0,34.0,93 0,04 0,11 Như vậy các giá trị của σ tx đều nhỏ thua [σ ]tx =1000 ÷ 2500[MN/m 2 ] 3.3 Tính toán trục hộp số 1 Chọn sơ bộ kích...TKMH Kết cấu và tính toán ô tô σ σ Từ đó ta tính được : σ σ ua = 315[ KG / cm 2 ] u1 = 687[ KG / cm 2 ] u2 = 612[ KG / cm 2 ] u3 = 382[ KG / cm 2 ] 11 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 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 σ tx At ) theo công thức : 2 PE 1 1 ( + )... phản lực tại các gối : Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô p p p p r4 r4 a4 a4 p p −p 394 = 372 p − 227 p − p =R +R 394 = 372 R + 227 R − r5 = a 3 a ⇒ 3 a a5 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 14 3 a p p p p r4 r5 a4 ⇒ 3 a4 = 5198[ mm] = 3378[mm] = 10766[ mm] = 3567[mm] -Tính trục theo độ bền uốn : Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức : M 2 2 M + M = 1829681[mm] M = M... kính và chiều dài trục trung gian l 3 , d 3 : Đường kính và chiều dài trục thứ cấp 2 Tính trục về sức bền : Ta có sơ chịu lực của các trục trên a: Trục sơ cấp: Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 13 -Tính phản lực tại các gối : p p p p r1 r1 p p 224 = 30 p − p = −R 224 = 30 R − r2 =− a ⇒ a a1 a2 = 2273[ mm] r1 r2 a ⇒ a a1 p p p p a1 a2 = 19246[mm] ... tô K14b-TX TKMH Kết cấu tính toán ô tô p p p p r4 r4 a4 a4 p p −p 3 94 = 372 p − 227 p − p =R +R 3 94 = 372 R + 227 R − r5 = a a ⇒ a a5 GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang 14 a p p p p r4 r5 a4 ⇒ a4 =... cho bánh lớn t 0 -0.00063 -0.0166 -0.0083 -0.0083 0.05 58.56 142 . 74 : 1 24. 44 D d c 65.06 149 . 74 49.8 7.8 : : 1 34 28 : 80.52 116. 04 : 131.6 87.68 115.23 3.6 : 75.08 : 71.3 28 CHƯƠNG III: TÍNH... )25 ,4 = 40 4(mm) b với λ :Hệ số kể đến biến dạng lốp- λ = 0,9 34 ⇒ r bx = 0,9 34. 4 04 = 377, 34[ mm] ≈ 0,378[m] Sau tính toán xong tính toán i M Mϕ i hi h1 = 3,75 [N.m] 700 ,4 t [N.m] TS chọn max 146 7,8