Đồ án kết cấu ô tô

Các thông số bảo đảm tính cơ động Tính năng cơ động của ô tô-máy kéo được hiểu là khả năng chuyểnđộng của chúng trong những điều kiện đường xá khó khăn và địa hình phứctạp.

LỜI NÓI ĐẦU

Những năm gần đây nền kinh tế Việt Nam đang trên đà phát triểnmạnh Đóng vai trò quan trọng trong tiến trình công nghiệp hóa,hiện đạihóa đất nước hiện nay vẫn là các nghành cơ khí Trong đó phải nói đếnngành động lực và sản xuất ôtô, chúng ta đang từng bước hoàn thiện nềncông nghiệp ôtô trong nước, chuyển dần từ lắp ráp sang chế tạo và bướccao nhất là sản xuất ôtô Để góp phần nâng cao trình độ và kỹ thuật, độingũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu, học hỏi và trau dồi kinh nghiệm Cónhư vậy ngành ôtô của ta mới phát triển được

Sau khi học xong môn nguyên lí động cơ đốt trong, cấu tạo ô tô cùngvới các môn cơ sở khác, sinh viên được giao nhiệm vụ làm đồ án môn họcthiết kế ô tô Góp phần củng cố và mở rộng kiến thức môn học “cấu tạo ôtô” Ngoài ra, nó còn tạo điều kiện thuận lợi cho sinh viên ngành công nghệ

kỹ thuật ô tô có thêm nhiều hiểu biết thực tế khi vận dụng lý thuyết vàoứng dụng để thiết kế ô tô ở mức độ đơn giản.Và từ đó rèn luyện cho sinhviên ý thức nghiêm túc trong việc tính toán thiết kế, và trang bị những kiếnthức cần thiết cho sinh viên chuẩn bị cho công tác làm tốt nghiệp

Trong quá trình thực hiện đồ án, em đã cố gắng tìm tòi, nghiên cứutài liệu một cách nghiêm túc Tuy nhiên bản thân còn ít kinh nghiệm chonên việc hoàn thành đồ án không tránh khỏi những thiếu sót Vì vậy mongthầy HUỲNH TRỌNG CHƯƠNG xem xét và chỉ dẫn để em ngày cànghoàn thiện kiến thức hơn Em xin chân thành cảm ơn !

Nha Trang, tháng 9 năm 2013Sinh viên thực hiện:

Đặng Thành Đông

TÍNH TOÁN SỨC KÉO ÔTÔ

I.1.1 Các thông s phát th o ố phát thảo ảo

I.1.2 Các thông số chọn

I.1.2.1 Các thông số kích thức và trọng lượng của xe

a Thông số kích thước

Kích thước và hình dáng xe phải phù hợp với chức năng sử dụng

Đồng thời, trong thực tế có loại xe du lịch, có trọng tải tương tự Vì vậy,kích thước bao được chọn theo xe tương tự:

m m

1984

Chiều cao m m 1737

b Các thông số bảo đảm tính cơ động

Tính năng cơ động của ô tô-máy kéo được hiểu là khả năng chuyểnđộng của chúng trong những điều kiện đường xá khó khăn và địa hình phứctạp

- Khoảng sáng gầm xe

Khoảng cách giữa điểm thấp nhất của gầm xe với mặt đường, được kýhiệu là C

- Bán kính cơ động dọc và cơ động ngang

Đây là bán kính của những vòng tròn tiếp xúc với các bánh xe và điểmthấp nhất của gầm xe trong mặt phẳng dọc và ngang Bán kính cơ động dọc

m

R và ngang R n càng nhỏ thì tính cơ động càng cao

- Góc cơ động trước và góc cơ động sau

Tính năng cơ động của ô tô-máy kéo là để vượt qua các chướng ngại vậtnhư các đường hào, gò đống, bờ ruộng, cầu phà v.v…phụ thuộc vào góc cơđộng trước  1 và góc cơ động sau  2

Để bảo đảm tính cơ động của xe trong thiết kế thường sử dụng bảng 2

Bảng 2

Loại xe

Khoảngsáng gầm

xe C(mm)

Góc cơ động  0

i

kínhthôngqua dọc(mét)

Trước0 1

2



Hình 2: Các thông số hình học của tính năng cơ động

c Thông số trọng lượng

- Hệ số chất tải K:

46 1 876

1280 0

Trong đó:

0

G - Tự trọng của xe,[T];

e

G - Tải trọng hữu ích của xe, [T];

- Trọng lượng cho phép tác dụng lên trục cầu, theo bảng 4 của tài liệutham khảo, loại đường trung bình, khoảng cách giữa hai trục ≤ 3 mét, chọn55kN

I.1.2.2 B trí chung trên xe ố trí chung trên xe

a Hệ số cản lăn  f

Chọn giá trị trung bình của hệ số cản lăn (f0) theo bảng số 5:

- Trạng thái mặt đường: Tốt (khô)

- Giá trị trung bình của hệ số cản

I.1.2.4 Hệ số bám  

Chọn giá trị trung bình của hệ số bám   theo bảng số 6:

- Giá trị trung bình của hệ số bám

I.1.2.5 Hệ số phân bố tải trọng trên bánh xe của các trục

Chọn giá trị hệ số phân bố tải trọng trên bánh xe của các trục xe tải theobảng số 7:

H B

Trong đó:

– Chiều cao nhất của xe,  m H = 1737 m m

I.1.2.7 Hiệu suất cơ khí của hệ thống truyền lực

Hiệu suất của hệ thống truyền lực phụ thuộc vào nhiều thông số và điều

kiện làm việc của ô tô-máy kéo như: chế độ tải trọng, tốc độ chuyển động,

chất lượng chế tạo chi tiết, độ nhớt dầu bôi trơn v.v Hiệu suất của hệ

thống truyền lực có thể xác định bằng tích số hiệu suất của các cụm chi tiết

trong hệ thống truyền lực như:

c o cd h l

 =0.93- hiệu suất của truyền lực cuối cùng;

Chủng loại ô tô thiết kế: Du lịch

Hiệu suất cơ khí trung bình của hệ thống truyền lực, bằng thực nghiệm

được chọn dựa vào bảng 9

I.1.2.8 Xác định trọng lượng toàn bộ của ô tô du lịch

Ký hiệu: G a – trọng lượng toàn bộ của ô tô,  N

hh h h

a G n G G

G  0 

– Số lượng người có trên xe (có cả

– Trọng lượng trung bình của một

I.1.2.9 Xác định tải trọng phân bố trên các bánh xe của mỗi trục

a Tải trọng phân bố trên các bánh xe của trục dầm cầu

Được xác định theo biểu thức sau:

1, m

m - hệ số phân bố trên các bánh xe phía trước và sau

b Tải trọng phân bố trên một bánh xe

Tải trọng phân bố trên một bánh xe

phía trước:

2

19075 2

1 1 G 

2 2 G 

G’ b2= G2 / 4 =19075 / 4 = 4768.75 (N)

- Trọng lượng phân bố trên một bánh xe: G bx  4768.75 [N]

- Chuyển động trên mặt đường nhựa tốt: vmax  33.33 m/s

- Loại ô tô du lịch

Dựa vào bảng tiêu chuẩn lốp xe và sức chịu tải của các bánh xe,ta chọnđược lốp xe cho dầm cầu trước và dầm cầu sau có ký hiệu như sau:

Nên đã chọn lốp xe có ký hiệu: 245/75R22.5

Chiều rộng lốp xe: 245 (mm)

Chiều cao lốp: 245 x 75 % = 183.75 (mm)

Đường kính vành: 25.4 x 22.5 = 571.5 (mm)

Bán kính lăn (rb) của bánh xe được tính:

( 5 469 2

5 , 571 75 , 183

.

2

mm

I.2 Chọn động cơ đốt trong và xây dựng đường đặc tính ngoài

I.2.1 Chọn động cơ đốt trong

I.2.1.1 Nhiên li u s d ng: ệu sử dụng: ử dụng: ụng:

- Động cơ đốt trong sử dụng nhiên liệu: Xăng

I.2.1.2 Số vòng quay của động cơ đốt trong

Số vòng quay thấp nhất của động cơ đốt trong

Ký hiệu: n emin- số vòng quay thấp nhất của động cơ đốt trong

Số vòng quay thấp nhất mà động cơ có thể làm việc ổn định ở chế độtoàn tải, nó thường được chọn theo bảng ,

Số vòng quay lớn nhất của động cơ đốt trong

Ký hiệu:

Ký

hiệu:

max

n - số vòng quay ứng với vận tốc lớn nhấtcủa ô tô

Số vòng quay lớn nhất của động cơ đốt trong ứng với vận tốc lớn nhấtcủa ô tô, nó thường được chọn theo bảng , đây là động cơ Xăng nên: Giá trị được chọn là: n e.N n e.Vmax  6000 vg / ph

Số vòng quay của động cơ đốt trong ứng với vận tốc lớn nhất của ô tô

Ký hiệu: n e Vmax - số vòng quay của động cơ đốt trong ứng với vận tốclớn nhất của ô tô

Số vòng quay ứng với vận tốc lớn nhất chọn theo bảng, nhưng đây của

động cơ đốt trong xăng, nên:

I.2.1.2 Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ đốt trong

Có thể xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ đốt trong nhờ công

thức kinh nghiệm của S.R.Lây Đécman:

max

eN

e eN

e eN

e e

e

n

n c n

n b n

n a N

Trong đó:

e

N ,n e- công suất hữu ích của động cơ đốt trong và số vòng quay của

trục khuỷu động cơ ứng với một điểm bất kỳ của đường đặc tính ngoài;

max

e

N ,n eN- công suất hữu ích cực đại và số vòng quay của trục khuỷu

động cơ ứng với công suất hữu ích cực đại;

a , b , c - các hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ như sau:

Động cơ đốt trong được chọn là động cơ sử dụng nhiên liệu xăng, 4 kỳ,

có buồng cháy trực tiếp, nên dựa theo bảng 11 đã chọn:

Xác định công suất lớn nhất của động cơ

Xác định công suất của động cơ khi ô tô chuyển động với vận tốc lớn

nhất:

max max 10

.

1 max

Hay  3  3

max max 10

.

1 max

lăn f thay đổi rõ rệt khi tốc độ của xe  22 22m / s( 80Km / h) Bằng thực

nghiệm đã tìm ra công thức xác định hệ số cản lăn như sau:

2 max 0

v f

Trong đó:

0

f - hệ số cản lăn ứng với tốc độ chuyển động của xe v 22 22m/s

Giá trị của f0 cho một số loại đường xem trong bảng 5, đối với mặt

đường bêtông nhựa và bêtông xi-măng loại trung bình, chọn:

0 018 0 020

018 0

018 0 1500 1

.

2 2

0

v v

f f

018 0

2

v

Thay các giá trị trên vào biểu thức xác định công suất của động cơ khi ô

tô chuyển động với vận tốc lớn nhất:

3 3

2

10 33 , 33 03 5 33 , 33 1500

56 , 30 1 018 0 38150 704

0

0

eV N

max

– Công suất ứng với vận tốc cực đại

– a , b , c - các hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ

–

N e

V e N e

e

n

n n

n

.

.

max  max

max

85 0 85 0 1 85 0 1

102 269







x x

Bảng biến thiên đường đặc tính ngoài của động cơ đốt trong

Thay các giá trị đã biết N e max, n e.N , , a , b , c sẽ tính được các giá

trị công suất khác của động cơ đốt trong theo số vòng quay n e của chúng

dựa theo biểu thức:

8 7058 8

7058

1 8 7058 1 067

e

n n

x

n x x N

Từ đó xây dựng được đường đặc tính: N  e f n e ;

Nhờ các cặp giá trị N e,n e có thể tính được các giá trị mô men xoắn

e

M của động cơ theo công thức:

e

e e

e e

e

n

N n

N N

M

0472 1

10

Bảng biến thiên công suất N e và mô men xoắn M e của động cơ đốt

trong theo số vòng quay được thể hiện theo các bảng :

+ Hộp số dùng để thay đổi lực kéo tác dụng lên bánh xe bằng cách

thay đổi tỷ số truyền động giữa bánh xe chủ động với động cơ

+ Hộp số dùng để cắt động cơ đang làm việc ra khỏi hệ thống

truyền lực trong thời gian tuỳ ý

+ Thay đổi chiều chuyển động của xe (đi số tiến hoặc đi số lùi)

+ Hộp số xe là hộp số cơ khí năm cấp có ba trục dọc xe, có 5 số

tiến và 1 số lùi Có các số truyền khác nhau ở từng tay số để thích

hợp với vận tốc chuyển động của xe trong phạm vi rộng theo lực cản

bên ngoài

+ Hộp số xe được thiết kế nhỏ, gọn nhưng làm việc vẫn đảm bảo

được độ tin cậy và đáp ứng được mọi yêu cầu về kỹ thuật, đảm bảo

tính chất động lực học của xe

Yêu cầu

 Có tỷ số truyền thích hợp để đảm bảo chất lượng động học và tình

kinh tế nhiên liệu của ô tô

 Có khả năng trích công suất ra ngoài để dẫn động các thiết bị phụ

 Điều khiển sang số đơn giản, nhẹ nhàng

 Hiệu suất truyền động cao

 Kết cấu đơn giản để dễ chăm sóc bảo dưỡng

Hình 3.1 Sơ đồ động học của hộp số 5 cấp.

1- Trục sơ cấp ; 2- Vỏ hộp số ; 3- Nắp hộp số ; 4- Đồng tốc ; càng gài số tiến ; 7- trục thứ cấp ; 9- trục trung gian ; 10- trục số lùi

5,6,8-; 11- càng gài số lùi 5,6,8-;12- ổ bi đũa.

Khoảng động học và khoảng lực học của ô tô.

Khoảng động học của ô tô được xác định theo công thức sau:

dk – Khoảng động học của ô tô;

vtmax – Tốc độ tính toán lớn nhất của ô tô;

vtmin – Tốc độ tính toán nhỏ nhất của ô tô;

Khoảng động lực học của ôtô

(3.2)

Trong đó:

 - hiệu suất của ôtô có kể đến tổn thất trong thiết bị động lực

=0,8…0,85 ở đây chọn = 0,82

0

 - Hệ số quy dẫn đối với xe du lịch chọn  0= 0,147

G - Trọng lượng toàn bộ ôtô (Kg) G = 38150

G - Trọng lượng bám của ôtô(Kg) G= 1442 vì xe có cầu sau chủđộng

 - Hệ số bám,  =0,8

Thay các đại lượng đó vào công thức (3.2) ta được d1 = 3,78

Giữa vận tốc nhỏ nhất của xe v’min để đảm bảo khả năng cơ động (ứngvới số vòng quay ổn định thấp nhất của động cơ) và vận tốc tính toán nhỏ

vtmin có mối quan hệ sau:

Phân chia tỷ số truyền cho các tay số

Có 4 cách phân chia vận tốc cho các số truyền :

 Đảm bảo cho ô tô có vận tốc trung bình cao;

 Đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt;

 Đảm bảo nâng cao tính kinh tế nhiên liệu của ô tô;

 Đảm bảo cho xe có khả năng kéo tốt

Do thiết kế hộp số cho xe du lịch nên ta chọn cách phân chia vận tốcđảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt Để đảm bảo ô tô có tính năngtăng tốc tốt thì phải phân chia vận tốc cho các số truyền theo cấp số nhânvới công bội bằng q Khi phân chia vận tốc theo cấp số nhân thì tính năngtăng tốc của ô tô ở các số truyền thấp sẽ tốt Còn ở các số truyền cao tínhnăng tăng tốc của xe sẽ kém đi nhiều mặc dù ở các số truyền này quá trìnhtăng tốc của xe vẫn xảy ra trong khoảng biến thiên hẹp của số vòng quayđộng cơ Nguyên nhân là do khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở cácsố truyền cao quá lớn Do vậy cần thời gian dài để gia tốc khối lượngchuyển động tịnh tiến của ô tô Như vậy để đảm bảo cho xe có tính năngtăng tốc cần tiến hành phân chia khoảng vận tốc theo cấp số nhân và cóhiệu chỉnh bằng cách: tăng khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các sốtruyền thấp và giảm khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các số truyềncao

a) Xác định các tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyềnlực

Tỷ số truyền lớn nhất (tỷ số truyền lực chính) của hệ thống truyền lực xác định theo công thức:

itlmax =

min

2

t

k Ne

v

r n



trong đó:

nNe – số vòng quay của động cơ ứng với ứng với công suất lớnnhất [vg/ph];

Tỷ số truyền của số 1 được xác định bởi công thức:

i i

i i

2 4 3

Đối với hộp số có số truyền tăng và trước số truyền tăng là số truyềnthẳng, thì từ số 1 đến số truyền thẳng tỷ số truyền được phân chia theo cấpsố nhân Công bội của cấp số nhân này sẽ là:

tg v

vtg – vận tốc của xe ở số truyền tăng;

ω – vận tốc góc của động cơ ứng với chế độ có tính kinh tếnhiên liệu tốt nhất

Thông thường tỷ số

s

N



 nằm trong khoảng 1,2 ÷ 1,3 Số truyềntăng không nằm trong khoảng phân chia vận tốc mặc dù nó đóng vaitrò bổ xung trong việc tăng tính kinh tế nhiên liệu



tg

th i

i

1,2 ÷ 1,3Chọn itg=0,8

Tỷ số truyền số lùi:

isl = 1,2 ih1 =1,2 3,78 = 4,54

Vậy tỷ số truyền của hộp số được xác định như sau:

Tỷ số truyền số I = 3,78;

Tỷ số truyền số II = 2,42;

Tỷ số truyền số III = 1,55;

Tỷ số truyền số IV = 1;

Tỷ số truyền số V = 0,8;

Tỷ số truyền số lùi = 4,54

3.2 Thiết kế và tính toán các chi tiết hộp số

Môđun pháp tuyến của bánh răng

Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : mn= 3 [mm]

Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: mn= 2 [mm]

Xác định số răng của bánh răng trong hộp số

Số răng Z4 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp được chọntheo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z4 = 15

Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp

.

cos

A

n



Trong đó: i4 - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp

- Góc nghiêng của tất cả các răng Chọn =200

15 3

20 cos 122

78 , 3 4

42 , 2 4

55 , 1 5

1 4

i5= 0 , 19

09 , 4

8 , 0 4

) 92 , 0 1 (

3

20 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

A n



) 59 , 0 1 (

3

20 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

3

20 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

3

20 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

3

20 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

62

40

62

48

62

56

62

62

Z

1 4

62

66

Z1 = 41

) 92 , 0 1 (

3

2 , 13 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

A n



) 59 , 0 1 (

3

7 , 15 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

3

2 , 18 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

3

20 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

3

2 , 21 cos 122 2 ) 1 (

cos 2

ihs2= 2 , 43

.

' ' 2 4

2 4



Z Z

Z Z

.

' ' 3 4

3 4



Z Z

Z Z

'

' 4 4

4

Z Z

Z Z

.

' ' 5 4

5 4



Z Z

Z Z

Xác định kích thước hình học của bánh răng

Chọn mô đun của cặp bánh răng thường tiếp: mn=3

* Cặp bánh răng thường tiếp: là bánh răng trụ răng nghiêng số răng

Z4=15; Z’4= 62

Góc nghiêng của cặp bánh răng 4= 200

Hệ số dịch chỉnh x = 0

Hệ số chiều cao đỉnh răng: h* = 1

Hệ số chiều cao chân răng: hf = 1,25

Góc prôphin gốc: =200

Góc prôphin răng: t=arctg(

)=21,170

+ Với bánh răng chủ động :

17 , 21 cos

3 15 cos

4

[mm]

Đường kính đỉnh răng: da4=d1+2.m=54,3 [mm]

Đường kính đáy răng: df4=d1-2,5.m=41,3 [mm]

Chiều rộng vành răng : b4=ba A=0,19 64=12,16 [mm]

Trong đó hệ số ba phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loạibánh răng, số truyền và tải trọng Theo bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệdẫn động cơ khí tập I/T97 ta chọn ba= 0,19

+ Với bánh răng bị động

20 cos

3 62 cos

' 4

[mm]

Đường kính đỉnh răng: da4=d’4+ 2m =198+ 2.3 =204 [mm]

Đường kính đáy răng: df4=d’4 - 2,5m =198 – 3 2,5= 190,5 [mm]

Chiều rộng vành răng : b4= ba.A=0,19 = 23,18 [mm]

* Cặp bánh răng số1: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là cặpbánh răng trụ răng thẳng có số răng là: Z1=41; Z’1=38

Hệ số dịch chỉnh: x=0

Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1

Hệ số chiều cao chân răng: hf*=1,25

+ Với bánh chủ bị động :

Đường kính vòng chia : d’1= 78

2 , 13 cos

2 38 cos

' 1

[mm]

Đường kính đỉnh răng: d’a1=d’1+2.m=82 [mm]

Đường kính đáy răng: d’f1=d’1-2,5.m=73 [mm]

Góc prôphin gốc : =200

Góc prôphin răng: t=arctg(

Chiều rộng vành răng : b’1= ba.A=0,25.122 = 30,5 [mm]

+ Với bánh răng chủ động

2 , 13 cos

2 41 cos

1

[mm]

Đường kính đỉnh răng: da1=d1+2.m=88.2 [mm]

Đường kính đáy răng: df1=d1-2,5.m= 79,2 [mm]

Chiều rộng vành răng : b1=ba.A=0,25.122=30,5 [mm]

* Cặp bánh răng số 2: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 2 là mn= 3là bánh răng trụ răng nghiêng.

Số răng Z2= 49; Z’2= 29

Góc nghiêng 2=15,70

Hệ số dịch chỉnh x=0

Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1

Hệ số chiều cao chân răng: hf*=1,25

Góc prôphin gốc : =200

Góc prôphin răng: t=arctg(

3 49 cos

2

[mm]

Đường kính đỉnh răng: da2 = d2+2.m = 158,7 [mm]

Đường kính đáy răng: df2 = d2 - 2,5.m = 145,2 [mm]

Chiều rộng vành răng : b2=ba.A=0,18.122= 21,96 [mm]

+ Với bánh răng bị động:

7 , 15 cos

3 29 cos

' 2

[mm]

Đường kính đỉnh răng: d’a2=d’1+2.m=88,7 [mm]

Đường kính đáy răng: d’f2=d’1-2,5.m=75,2 [mm]

Chiều rộng vành răng : b’2=ba.A=0,18.122= 21,96 [mm]

* Cặp bánh răng số 3: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánhrăng trụ răng nghiêng có Z3=56; Z’3=21

Góc nghiêng răng : 3=18,20

Hệ số dịch chỉnh: x=0

Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1

Hệ số chiều cao chân răng : hf=1,25

Góc prôphin gốc : =200

Góc prôphin răng: t=arctg(

3 56 cos

3

[mm]

Đường kính đỉnh răng: da3=d3+2.m=182.8 [mm]

Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.m=169,3 [mm]

Chiều rộng vành răng : b3= ba A=0,19 122=23,18 [mm]

+ Với bánh răng bị động

2 , 18 cos

3 21 cos

' 3

[mm]

Đường kính đỉnh răng: d’a3=d3+2.m=72,3 [mm]

Đường kính đáy răng: d’f3=d3-2,5.m=58,8 [mm]

Chiều rộng vành răng : b’3= ba A=0,19 122=23,18 [mm]

* Cặp bánh răng số 5: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánhrăng trụ răng nghiêng có Z5=66; Z’5=11

Góc nghiêng răng : 5=21,20

Hệ số dịch chỉnh: x=0

Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1

Hệ số chiều cao chân răng : hf=1,25

Góc prôphin gốc : =200

Góc prôphin răng: t=arctg(

)=21,320

+ Với bánh răng chủ động:

Đường kính vòng chia : d5= 216

6 , 23 cos

3 66 cos

5

[mm]

Đường kính đỉnh răng: da5=d5+2.m=222 [mm]

Đường kính đáy răng: df5=d5-2,5.m=208,5 [mm]

Chiều rộng vành răng : b5= ba A=0,22 122=26,84 [mm]

+ Với bánh răng bị động

2 , 21 cos

3 11 cos

' 5

[mm]

Đường kính đỉnh răng: d’a5=d5+2.m=41,4 [mm]

Đường kính đáy răng: d’f5=d5-2,5.m=27,9 [mm]

Chiều rộng vành răng : b’5= ba A=0,22 122=26,84 [mm]

Tính toán kiểm bền bánh răng

Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC=5059,[b]=1000Mpa,[c]=800Mpa, Nhiệt luyện thấm nitơ

Với cặp bánh răng số 5 là cặp bánh răng thường tiếp chọn độ cứng cao hơnHRC= 58 Các cặp bánh răng khác chọn HRC=50

Tính cặp bánh răng thường tiếp

Mô men tính toán xác định theo động cơ trên trục sơ cấp :

Ta cóMt = Memax= 178 N.m

Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn

Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá giá trị cho phép

1

1

.

2

F w

w

F F

tt

m d b

Y Y Y K M

m=3; bw=12 mm ; dw1- Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động

,

1

[

4 4

Y=1/ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y=0,614

Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y=1-2/140=1- 0,349/140

YF1,YF2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng Theo bảng 6.18TTTKCTM tập 1 ta được : YF1=3,7; YF2=3,6

KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF= KF KF KFV

KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộngvành răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :

lim 0

KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

a H tt

d i b

i K M





1 2

)1( 2

ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có ZM=234 và theo bảng 6.12 ta có

KH hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: KH=KH.KH.KHV

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có KH=1,06

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặpbánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có KH=1,05

KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theobảng 6.13 và phụ lục P2.3TTTKCTM ta có KHV=0.91

 KH=1,06.1,05.0,91=1,0128

5 , 89 09 , 4 12

) 1 09 , 4 ( 0128 , 1 178000

2

771[H]=0

Tính cho cặp bánh răng số 1

Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian

Mđc=Memax.ia=187714,1.0.92=163,76Nm

Chọn mô men tính toán Mtt= 163,76 Nm

Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá giá trị cho phép

1

1

.

2

F w

w

F F

tt

m d b

Y Y Y K M

dw1=134,3 mm

14 , 3 3

0 sin 58 , 30

,

1

[

1 1

Y=1/ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y=0,558

Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

Y=1-2/140=1-0,349/140=0,997

YF1,YF2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng Theo bảng 6.18TTTKCTM tập 1 ta được : YF1=3,62; YF2=3,7

KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF= KF KF KFV

KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộngvành răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :

lim 0



Với 0lim là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2TTTK CTM ta có 0lim1= 920 MPa =920.106N/mm2; 0lim2=900 N/mm2

SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có SF=1,75

KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền KFL=

ßNE

FO F N

N m

H tt

d i b

i K M





1

2 1

1

)1( 2

ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có ZM=234 và theo bảng 6.12 ta có

KH hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: KH=KH.KH.KHV

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có KH=1,17

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặpbánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có KH=1,05

KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theobảng 6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có KHV=0.91

 KH=1,17.1,05.0,91=1,12

3 , 143 92 , 0 9

) 1 92 , 0 ( 12 , 1 163760

2

721[H]=0

Hlim.KHL/SH

Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có

0Hlim=1050 MPa =1050N/mm2

SH=1,2; KHL=1

 [H] =1050.1/1,2=875 N/mm2 Do đó H<[H] thoả mãn điều kiện bền

3.2.Tính toán thiết kế trục

3.2.1Các thông số ban đầu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm cacbon có[]=60Mpa

Xác định kích thước sơ bộ của trục :

Với trục sơ cấp : d1=10,63

max

e

Với trục trung gian và trục thứ cấp : d2=d3=0,45.A=0,45.122=55 [mm]

Tý số giữa đường kính của trục d và khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục nằmtrong giới hạn :

- Đối với trục sơ cấp và trục trung gian:

* Khoảng cách giữa các ổ đỡ và bánh răng trên trục :

Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục sơ cấp : lsc=169 mm

Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục trung gian : ltg=240 mm

Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục thứ cấp : ltc=320 mm

Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục trung gianđến ổ phía sau trục trung gian:

- Số I: lItg=101 mm

- Số II: lIitg=153 mm

- Số III: lIIItg= 188 mm

- Số IV: lIvtg=321 mmCặp bánh răng thường tiếp cách ổ đỡ cuối trục trung gian :