TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Lời nói đầu Trong trình phát triển kinh tế xã hội nước ta với chủ trương “Công nghiệp hóa – đại hóa” , công nghiệp ô tô kinh tế mũi nhọn nhà nước quan tâm, tạo điều kiện phát triển Cùng với phát triển nhanh chóng khoa học kĩ thuật nói chung , ngành công nghiệp ô tô phát triển mạnh mẽ hoàn thiện dần hình dáng lẫn kết cấu, tính công nghệ Nhiều cụm, nhiều phận, chi tiết ô tô cải tiến, thay vật liệu nhẹ bền đáp ứng nhu cầu ngày cao người ngành kinh tế khác Trong đề tài mình, em giao sâu vào tìm hiểu, thiết kế truyền lực vi sai Chức chủ yếu truyền lực đảm nhận phần tỷ số truyền HTTL, với công dụng truyền, biến đổi (giảm tốc) chuyển động quay từ hộp số đến bánh xe chủ động Còn chức vi sai nhằm đảm bảo bánh xe chủ động quay với tốc độ khác nhau, truyền phân phối mô men từ truyền lực đến bánh xe Nhờ có vi sai mà ô tô quay vòng chuyển động cách mềm mại, tránh tượng tuần hoàn công suất… Truyền lực vi sai có nhiều loại, loại có ưu nhược điểm riêng kết cấu tương đối phức tạp Việc tính toán khó khăn, hướng dẫn tận tình Nguyễn Văn Bang thầy cô môn khí ô tô, thuộc khoa khí trường đại học Giao Thông Vận Tải giúp đỡ em nhiều để hoàn thành thiết kế Song trình độ có hạn nên thiết kế tránh khỏi sai sót, em mong bảo thầy cô Em chân thành gửi lời cảm ơn đến thầy cô Sinh viên Tran dang khoa SVTH: tran dang khoa -1- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô A 1.1 GVHD:.TS truong manh GIỚI THIỆU PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ Các thông số cho Phương án Loại ô tô Con Loại động Xăng 632 713 ( ) 8,9/3400 60/5600 3,75 ; 2,30 ; 1,49 ; 1,00 ; 4,30 Bánh xe 6,15 – 13 Loại thuyền lực Đơn Hypoit Phương án thiết kế: 1.2 Phương án giao truyền lực đơn Hypoit a Ưu điểm: Đường tâm trục chủ động bị động đặt lệch khoảng E, nên tỉ số truyền hệ số trùng khớp lớn so với cặp bánh côn khác kích thước Đặc điểm cho phép lựa chọn vị trí tối ưu cầu xe với Cácđăng nhằm hạ thấp chiều cao trọng tâm ô tô, song giữ khoảng sáng gầm xe yêu cầu (so với sử dụng cặp bánh cô khác) b Nhược điểm: SVTH: tran dang khoa -2- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Bộ truyền hypoit chế tạo phức tạp, đòi hỏi độ xác lắp ghép cao, đặc biệt xuất trượt lớn dọc theo bề mặt vùng ăn khớp đòi hỏi phải dùng dầu bôi trơn đặc biệt (dầu Hypoit) Tuy vậy, hạnh chế tối đa độ ồn tốc độ cao nên cặp truyền hypoit sử dụng ngày phổ biến ô tô B PHÂN TÍCH KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI: 2.1 Truyền lực : a Công dụng Bộ truyền lực đảm nhận phần tỷ số truyền HTTL với công dụng truyền, biến đổi chuyển động quay từ hộp số đến bánh xe chủ động Trên ô tô có động đặt dọc, truyền lực có công dụng đổi phương quay trước truyền đến bánh xe chủ động Truyền lực xe tải lớn xe chuyên dùng để thay đổi tỷ số truyền HTTL Tỷ số truyền io truyền lực xác định nhờ tỷ số (n 1/n2) số vòng quay bánh chủ động (n1) với bánh bị động truyền lực (n2) Tỷ số truyền io thường có giá trị cố định nằm khoảng đến 12 ( số ô tô chuyên dung lớn ) b Phân loại:  Loại bánh nón thẳng Loại ứng dụng phổ biến ôtô tải ôtô buýt .Thong thường cặp bánh bố trí góc 90, nhiều lúc bố trí góc khác 90 Loại có nhược điểm số lấy (8 - 9) bị cắt chân răng,vì muốn có tỉ số truyền lớn phải có kích thước bánh bị SVTH: tran dang khoa -3- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh động lớn ,nó làm cho kích thước cầu sau tăng lên làm cho tính thông qua giảm.Mặt khác truyền động tốc độ cao thường gây ồn  Loại bánh nón xoắn Loại bánh nón xoắn số bánh bị động lấy từ (6 - 7) ,nhưng đảm bảo điều kiện ăn khớp điều kiện bền.Nhờ mà tăng tỉ số truyền giảm kích thước tryuền.Đồng thời TLC nón xoắn làm việc êm dịu tốc độ cao,vì thường dùng cho động cao tốc.Ngoài chế tạo đơn giản, gia công máy cắt có công suất cao,nhưng không đòi hỏi độ xác cao lắm.Nhược điểm loại truyền truyền động thường sinh lực dọc trục lớn hướng phụ thuộc vào chiều quay trục chủ động  Truyền động hypôit Truyền động Hypôit sử dụng rộng rãi loại xe tải có công suất vừa nhỏ , Loại có ưu nhược điểm sau : - Ưu điểm : +Dịch trục bánh bị động lên xuống,so với bánh bị động khoảng E = (0,125 - 0,2)D (D2 đường kính ngòi bánh bị động).Nhờ mà hạ thấp trọng tâm xe,làm tăng độ ổn định nên tăng tốc độ cho phép xe + So với loại truyền động bánh nón ,khi có tỉ số truyền công suất truyền nhau, đường kính trục bánh chủ động lớn khoảng (20 - 25)%.Do độ cứng vững truyền động hypôit lớn hơn,đồng thời truyền động cặp bánh côn xoắn nên làm việc êm dịu + Do có bề mặt tiếp xúc lớn nên áp lực tổng hợp giảm ,làm tăng độ bền làm việc SVTH: tran dang khoa -4- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh - Nhược điểm : Vd = V Sin ( β − β ) Cosβ + Do có trượt tương đối theo chiều dài mặt cạnh răng, nên muốn giảm độ mài mòn phải sử dụng loại dầu bôi trơn đặc biệt.Vận tốc trượt dài tính theo công thức: + Truyền động Hipoit đòi hỏi phải lắp đặt xác bánh chủ động phải có điểm tựa vững  Truyền động trục vít: Sử dụng truyền động loại trục vít đòi hỏi tỉ số truyền lớn,kích thước truyền bé loại có ưu nhược điểm sau : - Ưu điểm: + làm việc êm dịu ,có kích thước bé truyền tỉ số truyền lớn + Cho phép đặt vi sai cầu sau,do có kết cầu đối xứng nên thuận tiện cho việc tháo lắp + Trong ôtô có ba cầu chủ động có khả truyền mômen lên hai cầu mà qua trục + Khi đặt trục vít bánh vít hạ thấp ttọng tâm xe - Nhược điểm : + có hiệu suất truyền thấp ,đòi hỏi độ xác lắp ráp cao.Nếu độ xác lắp ráp thấp làm cho hiệu suất truyền thấp trục vít chóng mòn + Chế tạo cặp bánh vít - trục vít khó khăn phức tạp + Nếu đặt trụcvít bánh vít làm giảm khoảng sáng gầm xe ,và làm tăng góc lệch trục đăng Nhưng đặt phía làm khó khăn cho công tác bôi trơn SVTH: tran dang khoa -5- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh C THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI Phần I : Xác định thong số truyền lực – vi sai I Truyền lực chính: 1.Chọn chế độ tải trọng tính toán 1.1.Mômen từ động xuống : Mđc = Memax.iihs.ηtl Trong : + Memax : Là mômen lớn động : Memax = 8,9 (KG.m) + iihs : Là tỉ số truyền hộp số tay số I : iihs = 3,75 + ηtl : Hiệu suất truyền hệ thống truyền lực ,tính từ động đến bánh côn chủ động : ηtl = ηlh ηhs ηcđ = 0,96 0,96 0,98 = 0,90 Vậy : Mđc = 8,9 3,75 0,9 = 30,0375 (KG.m) Mô men truyền từ mặt đường lên truyền lực : I.2 M md = ϕ Gb rbx i0 ηtl Trong : + ϕ :Là hệ số bám bánh xe chủ động : ϕ = 0,8 + Gb = 713 (KG) Là trọng lượng bám cầu chủ động + i0 : ỉt số truyền TLC : i0 = 4,30 + rbx :bán kính bánh xe : rbx = 25,4 ( 6,15+ 13/2) = 321,31 (mm) + ηtl : Hiệu suất hệ thống truyền lực truyền từ bánh xe chủ động lên TLC : ηtl = 0,95 Vậy: SVTH: tran dang khoa -6- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh So sánh hai giá trị ta lấy mômen có giá trị nhỏ để tính toán Tính toán thông số hình học truyền lực 2.1 Xác định số bánh truyền lực Với truyền bánh nón hypốit - đơn có tỉ số truyền i 0= 4,30 Theo kinh nghiệm ta chọn số bánh chủ động bảng (6-2T99.KCTT): Z1 = Vậy số cặp bánh bị động Z2 : Z2 = i0 Z1 = 4,30.9 = 38,7 Chọn Z2=39 Kiểm tra lại tỉ số truyền: [( i0 - Z2/ Z1 )/ i0 ] 100 % = [ (4,30 - 39/ 9)/ 4,30].100% = 0,78% 2.2 Xác định đường sinh bánh côn theo công thức thực nghiệm ta có: 2.3 Xác định sơ môđun : Theo tiêu chuẩn ta chọn ms = 2,5 (mm) 2.4 Xác định bán kính trung bình bánh : Mặt khác r2 = E/ KE ⇒ KE = E/r2 Trong : E : Là khoảng cách dịch chuyển trục bánh chủ động so với bánh bị động : E = 0,2.D2= 0,2.2.48,75=19,5 (mm) Chọn E = 20 (mm) SVTH: tran dang khoa -7- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô Vậy GVHD:.TS truong manh KE = 20/48,75 = 0,41 Bán kính trung bình bánh chủ động: r1 = r2.k Z1/Z2 = 48,75 1,3 9/39 = 14,625 (mm) 2.5 Góc côn ban đầu bánh bị động Trong : δ Là góc truyền hai bánh δ = 900 2.6 Góc đường pháp tuyến chung với hai trục bánh bị động - Tính gần đúng: -Tính xác : 2.7 Góc đường trung bình thiết kế trục bánh bị động 2.8 Góc côn ban đầu bánh côn chủ động → 2.9 Chiều dài đường sinh hình côn ban đầu bánh chủ động SVTH: tran dang khoa -8- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh 2.10 Chiều dài đường sinh hình côn ban đầu bánh bị động 2.11 Kiểm tra hệ số tăng kích thước Sai lệch với chọn ban đầu 1% nên ta chọn k = 1,3 2.12 Hiệu số góc xoắn góc côn bánh chủ động bánh bị động 2.13 Góc xoắn bánh bị động 2.14 Góc xoắn bánh chủ động 2.15 Môđun pháp tuyến điểm gần (mm) 2.16 Khoảng cách mặt phẳng trung bình đường kính bánh bị động với trục 2.17 Khoảng cách mặt phẳng trung bình đường kính bánh chủ động với trục SVTH: tran dang khoa -9- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh 2.18 Hệ số ăn khớp không đối xứng Tính toán thông số hình học bánh hypốit 3.1 Hệ số chiều cao châncủa bánh bị động fđ2 = 0,8(1- ξ) Trong : ξ hệ số điều chỉnh tiết diện pháp tuyến truyền lực loại đơn ξ=0,5-0,6 chọn ξ=0,6 ⇒ f d = 0,8(1 − 0, 6) = 0,32 3.2 Hệ số chiều cao chân bánh bị động fc2 = 0,8(2,25 - fđ2) = 0,8(2,25 - 0,32) = 1,544 3.3 Chiều rộng vùng tiết diện trung bình bánh bị động π  Stb =  + 2.ξ tgα n ÷.mn 2  - Với αn góc ăn khớp tiết diện pháp tuyến, ô tô đẻ tăng chiều dài ăn khớp tăng độ êm dịu lằm việc 3.4 α n = 16o ,14o ,17o 30 chọn α n = 16o Góc chân bánh bị động Trong : SVTH: tran dang khoa - 10 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh 3.29 Khoảng cách đỉnh vòng côn ban đầu bánh bị động theo mặt đầu sở 3.30 Khoảng cách đỉnh vòng côn ban đầu bánh chủ động theo mặt đầu sở 3.31 Khoảng cách mặt đầu sở bánh bị động theo trục A2 = C2 + E2 =14,56 +22,45= 37,01 (mm) 3.32 Khoảng cách mặt đầu sở bánh chủ động theo trục A1 = C1 + E1 = 45,06 + 22,45 = 67,51 (mm) 3.33 Khoảng cách đỉnh hình côn ban đầu bánh bị động tính từ tâm trục bánh ∆A = A2 - A'2 = 37,01 – 34,64 = 2,37 (mm) 3.34 Chiều dày tiết diện trung bình thước đo + Đối với bánh bị động: Trong : Ch Là hệ số phụ thuộc kết cấu Do mn = 2,33 nên chọn Ch = 0,05 Vậy Sđ1 = 4,462.cos160 - 0,05 = 4,24 (mm) + Bánh bị động Sđ2 = π mn - Stb2 = 3,14.2,33 – 4,462 = 2,85(mm) SVTH: tran dang khoa - 14 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh 3.35 Chiều cao , thước đo + Bánh chủ động Hd1 = h'd1 - 0,5.tgαn.Sd1 = 3,016 - 0,5.tg160.4,24 = 2,4 (mm) +Bánh bị động Hd2 = h'd2 = 0,7456 (mm) II Vi sai: Tính sơ L, Z1, Z2,ms - Đối với bánh côn cụm visai: - Số lượng bánh hành tinh q=4; tỉ số truyền i=1,5 ms = - Ta có L=50(mm); Z1 = L 0,5.ms + i = tra theo hình I-3 bảng I-1 50 0,5.5 + 1,52 = 11 Z = i.Z1 = 1,5.14 = 16 => D1 = ms Z1 = 5.11 = 55; D2 = ms Z = 5.16 = 80(mm) i= Z 16 = = 1, 45 Z1 11 => Sai số 3% Tra bảng ξS τ hệ số dịch chỉnh tiếp tuyến : ξ S = 0,38;τ = −τ = 0,1 Chọn cấp xác: cấp Góc xoắn vành răng: ϕ1 = 34o30' δ = 90o => ϕ2 = 90o − 34030' = 55o 30' Góc côn chia: Hệ số dịch chỉnh chiều cao tiết diện đầu răng: 10 Số bánh phẳng: 11 Chiều dài đường sinh hình côn chia: 12 Chiều cao làm việc răng: Khe hở hướng kính: với β =0 13 chọn ξ S = ±0,38 Z c = Z / sin ϕ2 = 16 / 0,8211 = 19, 462 L = Z c ms / = 48, 656(mm) h1 = f o ms = 10, 00 cs' = cn' ms = 0,94 h = h1 + c = 10,94(mm) 14 15 Chiều cao toàn răng: Đường kính vòng tròn chia: ' s d1 = ms Z1 = 5.11 = 55( mm) d = ms Z = 5.16 = 80( mm) 16 Chiều cao đầu răng: SVTH: tran dang khoa - 16 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh h1' = ms ( f o + ξ s ) = 6,9(mm) h2' = h1 − h1' = 3,1(mm) 17 Chiều cao chân răng: h1" = h − h1' = 4, 04(mm) h2" = h − h2' = 7,84(mm) 18 Góc chân răng: h1" γ = arctg = 4o 44' L h2" γ = arctg = 9o9' L 19 Góc côn ngoài: ϕe1 = ϕ1 + γ = 44o39' ϕe = ϕ2 + γ = 60o14' 20 Góc côn trong: ϕi1 = ϕ1 − γ = 24o 46' ϕi = ϕ − γ = 41o 21' 21 Đường kính đỉnh răng: De1 = d1 + 2.h1' cosϕ1 = 66,37(mm) De = d + 2.h2' cosϕ2 = 83,5( mm) 22 Khoảng cách từ đỉnh đến mép vành răng: SVTH: tran dang khoa - 17 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô H1 = d1 − h1.sin ϕ1 = 36, 4( mm) 2.tgϕ1 H2 = d2 − h2 sin ϕ = 25,15( mm) 2.tgϕ2 GVHD:.TS truong manh Phần II: Tính toán bền Xác định lực tác dụng lên bánh Để xác định phương thành phần lực tác dụng,thì ta phải chọn chiều xoắn chiều quay trục ,cách bố trí truyền lực chính.Ngoài truyền động loại Hypôit hướng xoắn phụ thuộc vào hướng dịch trục bánh bị động lên phía hay phía dươí đường tâm bánh bị động.Đối với xe có công suất vừa lớn đảm bảo khoảng sáng gầm xe,thì người ta thường bố trí trục bánh bị động lên phía trên.Như ta có hướng xoắn hướng xoắn phải(Nếu nhìn từ đáy lớn xa phía tay trái) * Tính lực tác dụng lên bánh răng: Q P R R - Đối với bánh chủ động : +Lực vòng : P1 = Me max ih ηtl / rt b = 8,9 3,75 0,9 1000 / 14,625 P1 = 2053,85(KG) SVTH: tran dang khoa - 18 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô +Lực dọc GVHD:.TS truong manh trục : +Lực hướng kính : - Đôi với bánh bị động: +Lực vòng : +Lực dọc trục : + Lực hướng kính : Tính toán bền bánh theo sức bền uốn tiếp xúc 2.1 Tính theo sức bền uốn : Trong : + y : Là hệ số dạng tuỳ thuộc vào số lượng quy đổi Vậy hệ số dạng bánh chủ động bị động có giá trị sau: SVTH: tran dang khoa - 19 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Tra theo bảng 42-T67 ta có : + y1 = 0,339 + y2 = 0,352 +ts : Bước mặt bên tính từ đáy lớn hình côn chia tsi = ( π.Dei )/Zi ⇒ ts1 = (3,14.42,6)/9 = 14,86(mm) ts2 = (3,14.115,04)/39 = 9,26 (mm) + ri : Bán kính hình côn chia tính từ mặt đáy lớn hình côn chia r1 = 14,625 (mm) r2 =48,75 (mm) + b : Chiều dài theo đường sinh hình côn b1 = 22 (mm) b2 = 17,588 (mm) +kđ : Hệ số tải trọng động chọn theo kinh nghiệm, có giá trị nằm khoảng kđ = (1 - 1,5) Chọn kđ = Vậy giá trị ứng suất hai bánh : Do bánh côn xoắn truyền lực chế tạo từ thép bon thép hợp kim bon trung bình ,nên ứng suất cho phép nằm khoảng : [σu] = (700 ÷ 800) SVTH: tran dang khoa (KG/ mm2) - 20 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô [σtx] = 1000 GVHD:.TS truong manh (KG/ mm2) So sánh với hai giá trị tính toán thoả mãn điều kiện bền uốn σ tx = 0,418 P.E 1 ( + ) b sin α cos α rtd rtd 2.2 Kiểm tra bền theo điều kiện bền tiếp xúc Theo biểu thức : Trong : P= Me rtd +P : Là lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình +rtd :là bán kính tương đương bánh chủ động bánh bị động giá trị tính sau: Vậy lực vòng trung bình tính sau : + E : Là môđun đàn hồi E = 2.106 daN/cm2 SVTH: tran dang khoa - 21 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Vậy ứng suất tiếp xúc bánh so với tiêu chuẩn σtx1,σtx2 < [σtx] Phần III - Tính trục : d≥ - Ta có công thức: - Trong đó: [ σu ] Mx 0,1.[ σ u ] ứng suất uốn cho phép [ σ u ] = 35( N / mm2 ) => Chọn d=25(mm) Tra bảng P2.11 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí có B=15 mm - L' khoảng cách gỗi đỡ trục bánh nón nhỏ L' = ( 2,5 − 3) d = 2,5d = 2,5.25 = 62,5( mm) - Sau tính toán theo chi tiết máy ta có kích thước sau: a=36; b=50; c=24 SVTH: tran dang khoa - 22 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô R GVHD:.TS truong manh R BY I R BX 36 AY II I P1 R1 II 50 R AX Q1 24 MUY 25310 49292,5 MUX MX - Sau tính toán phản lực gối đỡ A B lực P gây ta có: d≥ - Tính đường kính trục hai tiếp diện công thức: - Trong đó: [σ ] ứng suất cho phép M td M td 0,1[ σ ] [ σ ] = 8( KG / mm ) momen tương đương SVTH: tran dang khoa - 23 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô - GVHD:.TS truong manh Tại tiết diên I-I ta có: Chọn d=35 mm - Tại tiết diện II-II: M td = M u2 + 0, 75M X2 2 M u = M UX + M UY Chọn d=45 mm Phần IV: Chọn ổ lăn - Chọn ổ lăn cho trục chủ động truyền lực chính: + Trục có tốc độ vòng quay : (vòng/phút) + Đường kính ngõng trục ổ lăn: + Phản lực gối đỡ: SVTH: tran dang khoa - 24 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh + Lực chiều trục tác dụng lên bánh côn xoắn: + Nhiệt độ làm việc 100o C + Do trục chịu lực dọc trục nên chọn ổ bi đũa côn + Với chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7307 có:d=35(mm); D=80(mm);D1=65,5 mm; d1=56,3 mm; B=21(mm); C1=18 mm; T=22,75(mm); r=2,5(mm); r1=0,8 (mm) +) Với dII-II=45 mm chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7309 có: d=45(mm); D=100(mm); D1=83,5 (mm) ; d1=70,5(mm); B=25(mm) ;C1=22(mm); T=27,25(mm); r=2,5(mm); r1=0,8 (mm) - Ta có sơ đồ biểu diễn lực tác dụng sau: SVTH: tran dang khoa - 25 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Q RA RB SB SA Tài Liệu Tham Khảo Kết cấu tính toán ô tô( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải) Hướng dẫn thiết kế cầu chủ động( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải) Hướng dẫn thiết kế chi tiết máy( Nguyễn Văn Lâm) SVTH: tran dang khoa - 26 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Mục lục Lời nói đầu .1 A B C GIỚI THIỆU PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ PHÂN TÍCH KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI .3 THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI Phần I : Xác định thông số truyền lực – vi sai SVTH: tran dang khoa - 27 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô I II GVHD:.TS truong manh Truyền lực Chọn chế độ tải trọng tính toán .6 Tính toán thông số hình học truyền lực .7 Tính toán thông số hình học bánh Hypoit 11 Vi sai 16 Phần II : Tính toán bền 18 Xác định lực tác dụng lên bánh .18 Tính toán bề bánh theo sức bền uốn tiếp xúc .20 Phần III : Tính trục 23 Phần IV : Chọn ổ lăn 26 SVTH: tran dang khoa - 28 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 [...]... khoa - 25 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh hung Q RA RB SB SA Tài Liệu Tham Khảo 1 Kết cấu tính toán ô tô( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải) 2 Hướng dẫn thiết kế cầu chủ động( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải) 3 Hướng dẫn thiết kế chi tiết máy( Nguyễn Văn Lâm) SVTH: tran dang khoa - 26 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh hung... ÁN THIẾT KẾ 2 PHÂN TÍCH KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI .3 THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH – VI SAI 6 Phần I : Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính – vi sai 6 SVTH: tran dang khoa - 27 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô I 1 2 3 II GVHD:.TS truong manh hung Truyền lực chính 6 Chọn chế độ tải trọng tính toán .6 Tính toán các thông số hình học. .. mm2 ) => Chọn d=25(mm) Tra bảng P2.11 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí có B=15 mm - L' là khoảng cách giữa các gỗi đỡ trục bánh răng nón nhỏ L' = ( 2,5 − 3) d = 2,5d = 2,5.25 = 62,5( mm) - Sau khi tính toán theo chi tiết máy ta có các kích thước sau: a=36; b=50; c=24 SVTH: tran dang khoa - 22 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô R GVHD:.TS truong manh hung R BY I R BX 36... và bánh răng bị động giá trị của nó được tính như sau: Vậy lực vòng trung bình được tính như sau : + E : Là môđun đàn hồi E = 2.106 daN/cm2 SVTH: tran dang khoa - 21 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh hung Vậy ứng suất tiếp xúc của các bánh răng so với tiêu chuẩn σtx1,σtx2 < [σtx] Phần III - Tính trục : d≥ - Ta có công thức: - Trong đó: [ σu ] 3 Mx 0,1.[ σ... SVTH: tran dang khoa - 19 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh hung Tra theo bảng 42-T67 ta có : + y1 = 0,339 + y2 = 0,352 +ts : Bước răng mặt bên tính từ đáy lớn của hình côn chia tsi = ( π.Dei )/Zi ⇒ ts1 = (3,14.42,6)/9 = 14,86(mm) ts2 = (3,14.115,04)/39 = 9,26 (mm) + ri : Bán kính hình côn chia tính từ mặt đáy lớn của hình côn chia r1 = 14,625 (mm) r2 =48,75 (mm)... Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh hung + Lực chiều trục tác dụng lên bánh răng côn xoắn: + Nhiệt độ làm việc dưới 100o C + Do trục chịu lực dọc trục nên chọn ổ bi đũa côn + Với chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7307 có:d=35(mm); D=80(mm);D1=65,5 mm; d1=56,3 mm; B=21(mm); C1=18 mm; T=22,75(mm); r=2,5(mm); r1=0,8 (mm) +) Với dII-II=45 mm chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu... 3,75 0,9 1000 / 14,625 P1 = 2053,85(KG) SVTH: tran dang khoa - 18 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô +Lực dọc GVHD:.TS truong manh hung trục : +Lực hướng kính : - Đôi với bánh răng bị động: +Lực vòng : +Lực dọc trục : + Lực hướng kính : 2 Tính toán bền của bánh răng theo sức bền uốn và tiếp xúc 2.1 Tính theo sức bền uốn : Trong đó : + y : Là hệ số dạng răng tuỳ thuộc vào số lượng... 50 R AX Q1 24 MUY 25310 49292,5 MUX MX - Sau khi tính toán các phản lực tại gối đỡ A và B do lực P gây ra ta có: d≥ - Tính đường kính trục tại hai tiếp diện bằng công thức: - Trong đó: [σ ] là ứng suất cho phép M td 3 M td 0,1[ σ ] [ σ ] = 8( KG / mm 2 ) momen tương đương SVTH: tran dang khoa - 23 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô - GVHD:.TS truong manh hung Tại tiết diên I-I ta... 3.27 Khoảng cách đỉnh răng của bánh răng chủ động tính từ đường kính ngoài của mặt đầu cơ sở 3.28 Bề rộng của bánh răng chủ động SVTH: tran dang khoa - 13 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh hung 3.29 Khoảng cách đỉnh của vòng côn ban đầu bánh bị động theo mặt đầu cơ sở của nó 3.30 Khoảng cách đỉnh của vòng côn ban đầu bánh chủ động theo mặt đầu cơ sở của nó... dang khoa (KG/ mm2) - 20 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu và tính toán ô tô [σtx] = 1000 GVHD:.TS truong manh hung (KG/ mm2) So sánh với hai giá trị tính toán trên nó thoả mãn điều kiện bền uốn của răng σ tx = 0,418 P.E 1 1 ( + ) b sin α cos α rtd 1 rtd 2 2.2 Kiểm tra bền theo điều kiện bền tiếp xúc Theo biểu thức : Trong đó : P= Me rtd +P : Là lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình +rtd ... dang khoa - 25 - Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh Q RA RB SB SA Tài Liệu Tham Khảo Kết cấu tính toán ô tô( Trường ĐH Giao Thông Vận Tải) Hướng dẫn thiết... tran dang khoa -6- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh So sánh hai giá trị ta lấy mômen có giá trị nhỏ để tính toán Tính toán thông số hình học truyền lực 2.1... trục SVTH: tran dang khoa -9- Lớp: Cơ khí ô tô - k50 TKMH kết cấu tính toán ô tô GVHD:.TS truong manh 2.18 Hệ số ăn khớp không đối xứng Tính toán thông số hình học bánh hypốit 3.1 Hệ số chiều