Hệ thống truyền lực trên ô tô là hệ thống tập hợp tất cả các cơ cấu và bộ phận cónhiệm vụ truyền momen từ động cơ đến các bánh xe chủ động để giúp xe di chuyển.. Hệ thống truyền lực trên
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC TRÊN Ô TÔ
Khái niệm
Hệ thống truyền lực trên ô tô là hệ thống tập hợp tất cả các cơ cấu và bộ phận có nhiệm vụ truyền momen từ động cơ đến các bánh xe chủ động để giúp xe di chuyển Hệ thống này cũng đảm bảo sự thay đổi momen và tốc độ phù hợp với các điểu kiện vận hành khác nhau của xe Hệ thống này là một hệ thống vô cùng quang trọng trên xe ô tô,mỗi vấn đề hư hỏng của hệ thống truyền lực sẽ ảnh hường rất lớn đến khả năng vận hành, người trên xe và cả các phương tiện khác tham gia giao thông.
Nhiệm vụ
Truyền và biến đổi mô men xoắn từ động cơ đến bánh xe chủ động: Chuyển đổi momen xoắn từ trục khuỷu động cơ đến các bánh xe chủ động để xe di chuyển Đảm bảo momen xoắn được truyền một cách hiệu quả mà không bị thất thoát nhiều năng lượng.
Thay đổi momen xoắn và tốc độ quay: Thông qua hộp số, hệ thống truyền lực cho phép thay đổi tỉ số truyền để phù hợp với từng điều kiện vận hành (khởi động, tăng tốc, leo dốc, tải nặng).
Ngắt và kết nối công suất từ động cơ đến hệ thống truyền lực: Ly hợp có nhiệm vụ ngắt dòng công suất từ động cơ đến bánh xe chủ động khi người lái muốn dừng xe hoặc chuyển số.
Việc điều chỉnh tỉ số truyền là cơ chế chủ đạo giúp giảm tải cho động cơ thông qua hệ thống truyền lực Khi xe di chuyển ở tốc độ cao hoặc mang tải nặng, tối ưu hóa tỉ lệ truyền giúp động cơ hoạt động ở điều kiện phù hợp, giảm áp lực và mô-men xoắn cần thiết lên động cơ Nhờ đó, động cơ vận hành trơn tru hơn, hiệu suất được tối ưu và mức tiêu hao nhiên liệu được cải thiện, đồng thời xe vẫn đảm bảo sự ổn định khi tải trọng lớn.
Yêu cầu
– Truyền công suất từ động cơ đến bánh xe chủ động với hiệu suất cao, độ tin cậy lớn.
– Thay đổi tỉ số truyền giữa động cơ và bánh xe một cách linh hoạt.
– Làm việc êm dịu và ít tiếng ồn.
– Các bộ phận trong hệ thống truyền lực cần có độ bền cao, hoạt động ổn định trong thời gian dài.
– Hệ thống truyền lực cần có kết cấu đơn giản và dễ bảo dưỡng để giảm thiểu chi phí và thời gian sửa chữa.
Phân loại
Hệ thống truyền lực trên ô tô được phân loại dựa trên cấu trúc, cách bố trí các bộ phận của hệ thống truyền lực và cách truyền động đến bánh xe Hiện nay, có những loại phổ biến sau.
Động cơ đặt trước – Bánh trước chủ động.
– Trên xe với động cơ đặt trước cầu trước chủ động Động cơ, ly hơp, hộp số, cầu chủ động tạo nên một khối lượng lớn Momen động cơ không truyền xa đến bánh sau, mà đưa trực tiếp đến các bánh trước.
– Bánh trước dẫn động rất có lợi khi xe quay vòng và đường trơn Sự ổn định hướng tuyệt vời này tạo được cảm giác lái xe khi quay vòng Do không có trục cardang nên gầm xe thấp hơn giúp hạ được trọng tâm của xe, làm cho xe ổn định khi di chuyển.
Động cơ đặt trước – Bánh sau chủ động.
– Loại này làm cho động cơ được làm mát dễ dàng Tuy nhiên, ở bên trong thân xe không được tiện nghi ở trung tâm do trục cardang đi qua nó Điều này là không tiện nghi nếu gầm xe ở mức quá thấp.
– Bánh sau dẫn động rất có lợi khi xe di chuyển trên địa hình đường dốc.
Động cơ đặt trước – Cả 4 bánh chủ động (4WD).
– Thường được sử dụng trên các xe cần hoạt động ở tất cả các loại địa hình.
– Các xe 4WD hiện nay được chia thành hai loại chính là 4WD toàn thời gian và 4WD bán thời gian Khác với xe 1 cầu chủ động, điểm đặc trưng của xe 4WD là có các bộ vi sai phía trước và phía sau Mục đích là để triệt tiêu sự chênh lệch của
– Đòi hỏi có hộp số phụ để phân phối momen xoắn từ động cơ đến cầu chủ động trước và sau.
Động cơ phía sau – Bánh sau chủ động.
– Thường được sử dụng cho các xe du lịch cỡ lớn, loại này giuớ giảm tiếng ồn khi xe hoạt động
– Xe có động cơ đặt phía sau có trọng tâm dồn nhiều vào trục sau, giúp cải thiện độ bám đường cho bánh xe chủ động.
Kiểu truyền động xe hybrid.
– Ô tô hybrid là dòng ôtô sử dụng động cơ tổ hợp Động cơ hybrid là sự kết hợp giữa động cơ đốt trong thông thường với một động cơ điện dùng năng lượng ắc quy Bộ điều khiển điện tử sẽ quyết định khi nào thì dùng động cơ điện, khi nào thì dùng động cơ đốt trong, khi nào dùng vận hành đồng bộ và khi nào nạp điện vào ắc quy để sử dụng về sau Ưu điểm lớn nhất của xe hybrid là giảm ô nhiễm môi trường, một vấn đề quan trọng hiện nay.
– Xe hybrid tận dụng năng lượng khi phanh: khi phanh, năng lượng phanh được tận dụng để tạo ra dòng điện nạp cho ắc quy.
– Động cơ điện được dùng trong các chế độ gia tốc hoặc tải lớn nên động cơ đốt trong chỉ cần cung cấp công suất vừa đủ, vì vậy động cơ đốt trong có kích thước nhỏ gọn.
– Có thể sử dụng vật liệu nhẹ để giảm khối lượng tổng thể của ô tô.
Tổng quan về cầu chủ động của ô tô
- Cầu chủ động là bộ phận kết nối giữa hệ thống truyền lực và bánh xe chủ động.
- Cầu chủ động bao gồm: bộ vi sai, bánh răng truyền lực, bán trục và các cơ cấu truyền động khác.
- Truyền momen từ động cơ đến hai bánh xe giúp xe chuyển động.
- Chịu tải trọng từ khung xe và bánh xe, giúp phân bố trọng lượng đồng đều và đảm bảo xe ổn định khi di chuyển.
- Duy trì độ bám đường tốt, tăng khả năng kiểm soát xe trong các tình huống phức tạp.
- Đảm bảo độ bền cơ học cao, độ cứng vững khi hoạt động.
- Có tỷ số truyền cần thiết phù hợp với yêu cầu làm việc.
- Phải có hiệu suất làm việc cao, không gây tiếng ồn khi hoạt động.
- Dễ bảo dưỡng, sửa chữa.
Các bộ phận chính của cầu chủ động
Truyền động các đăng dùng để truyền moment xoắn giữa các trục không nằm trên cùng một đường thẳng,mà cắt nhau dưới một góc nào đó ( trị số góc thay đổi ),tức là dùng để truyền moment quay từ trục của hộp số ( hộp phân phối) đến các cầu chủ động và các bánh xe chủ động.
- Đảm bảo khi truyền moment không có những dao động ,va đập, không có tải trọng động lớn do moment quán tính gây ra
- Các trục các đăng phải đảm bảo quay đều, không sinh ra tải trọng động và không có hiện tượng cộng hưởng
- Hiệu suất truyền động phải cao cả với khi góc α giữa hai trục lớn.
- Kết cấu gọn nhẹ, thuận tiện khi sử dụng chăm sóc
Cácđăng có thể chia theo : công dụng, đặc điểm động học, số khớp, kết cấu
- Cácđăng nối giữa hộp số chính với cầu chủ động.
- Cácđăng nối giữa cầu chủ động với bánh xe.
Theo đặc điểm động học:
- Các đăng khác tốc : Tốc độ quay của trục chủ động và trục bị động khác nhau.
- Các đăng đồng tốc : Tốc độ quay trục chủ động và trục bị động bằng nhau.
Theo số khớp các đăng:
- Loại đơn ( với một khớp nối các đăng).
- Loại kép ( với hai khớp nối các đăng ).
- Loại nhiều khớp các đăng.
Theo kết cấu các đăng:
- Loại khác tốc gồm: loại cứng và loại mềm.
- Loại đồng tốc gồm : đồng tốc kép, đồng tốc cam, đồng tốc bi với các rãnh phân chia, loại đồng bi với đòn phân chia. Đối với xe tải Thaco FD700 thì nhóm chúng em chọn trục các đăng loại đơn, dạng rỗng.
Vì chiều dài của xe tương đối ngắn nên chỉ dùng các đăng loại đơn (1 khớp nối) và Trục rỗng có ưu điểm nổi trội nhờ khối lượng nhỏ, số vòng quay nguy hiểm (số vòng quay mà trục các đăng xe ô tô có thể bị đứt, gãy) lớn và có thể thay đổi được độ dài Tuy nhiên, nhược điểm cơ bản là có kích thước khá lớn do đó trục chỉ sử dụng ở những vị trí không bị hạn chế về mặt không gian
Truyền động cácđăng gồm có các trục, ống rãnh răng dọc, khớp, khớp nối chữ thập, gối đỡ trung gian với vòng bi.Trục truyền động các đăng chế tạo bằng thép ống.Đầu sau hàn với tai lắp khớp nối chữ thập,đầu trước có rãnh dọc và ống rãnh răng lắp lồng vào chỗ rãnh răng dọc ở đầu trước trục.Nhờ có sự trượt qua lại của ống rãnh răng nên trục các đăng có thể co ngắn hoặc kéo dài ra Để giảm chấn động nên chiều dài của trục không lớn, để dạt mục đích của ô tô có lắp thêm trục các đăng trung gian, một đầu cuối của trục nối với trục bị động của hộp số, đầu thứ hai nối với trục các đăng chính.Trục trung gian lắp trên gối đỡ trung gian.
Truyền lực chính là cơ cấu biến đổi mômen trong hệ thống truyền lực nằm giữa các bánh xe chủ động của nó.
Truyền lực chính là để tăng mômen xoắn và truyền momen xoắn qua bộ vi sai đến các bán trục đặt dưới một góc nào đó (thường là 90 độ) đối với trục dọc của xe.
- Phải đảm bảo tỉ số truyền cần thiết để phù hợp với chất lượng kéo và tính kinh tế nhiên liệu tốt nhất.
- Đảm bảo hiệu suất truyền động phải cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và tốc độ quay.
- Đảm bảo có độ cứng vững tốt, làm việc không ồn để tăng thời gian làm việc.
- Có kích thước chiều cao không lớn để tăng khoảng sáng gầm xe.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, các ổ trục.
Theo loại truyền lực chính:
– Loại bánh răng côn với loại bánh răng cong gồm có:
Loại truyền động thông thường: Tâm trục các bánh răng cắt nhau tại một điểm.
Loại truyền động HYPOID: Tâm trục các bánh răng không cắt nhau mà nằm trong hai mặt phẳng.
– Loại truyền động bánh răng thẳng.
Theo cặp bánh răng ăn khớp:
– Loại đơn: với một cặp bánh răng ăn khớp, có tỷ số truyền nhỏ (i = 1-3).
– Loại kép: với hai cặp bánh răng ăn khớp, có tỷ số truyền lớn (i = 5-12).
– Trong loại này có thể phân ra: bánh răng nón và bánh răng trụ, bánh răng non trong truyền lực chính và bánh răng trụ tring truyền lực cạnh.
Theo cấp tỷ số truyền:
– Loại một cấp tỷ số truyền không đổi.
– Loại nhiều cấp tỷ số truyền (thường là hai cấp).
Bộ truyền lực chính là bộ truyền và giảm tốc bánh răng cấp 1 hoặc cấp 2 (tức là gồm một hoặc một cặp bánh răng truyền lực) lắp trên cầu chủ động của ô tô có nhiệm vụ:
– Truyền mô men từ các trục các dăng hoặc trực tiếp từ hộp số đến bộ vi sai.
– Trong trường hợp hộp số đặt dọc và truyền moment ra cầu sau qua các dăng dọc xe thì bộ truyền bánh răng của truyền lực chính có cặp bánh răng côn để truyền moment giữa hai trục vuông gốc, truyền lực chính loại đơn chỉ có một cặp bảnh răng côn, còn loại kép có thêm một cặp bánh răng trụ.
– Trong trường hợp động cơ và hộp số đặt ngang và hộp số truyền động trực tiếp truyền lực chính thì truyền lực chính chính là cặp bánh răng trụ răng nghiêng và bánh chủ động thường nằm trên hộp số.
Hình 2: Các dạng truyền lực chính đơn a TLC dạng bánh răng côn, b.TLC dạng Hypoit, c TLC dạng bánh răng trụ, d TLC dạng bánh vít- trục vít
– Giảm tốc và tăng moment truyền đến các bánh xe để đảm bảo tỷ số truyền chung và thích hợp của hệ thống truyền lực trong khi hộp số vẫn nhỏ gọn.
Vì ô tô tải yêu cầu thiết kế là ô tô tải trung bình, không yêu cầu chịu tải lớn quá mức, hoạt động trên đường tốt nên ta chọn kiểu TLC đơn loại bánh răng côn xoắn
TLC bánh răng côn xoắn có kết cấu gọn nhẹ, đơn giản dễ sản xuất và bảo dưỡng sửa chữa, giá thành thấp Ngoài ra, khi TLC bán răng côn xoắn làm việc thì rất êm dịu trong khi bánh xe làm việc với tốc độ cao, độ êm dịu càng tăng khi độ xoắn càng lớn, loại này có hệ số trùng khớp cao.
Cấu tạo của truyền lực chính bánh răng côn xoắn.
Truyền lực chính đơn có kết cấu gọn, nhẹ, đơn giản dễ sản xuất và bảo dưỡng sữa chữa, giá thành thấp nên được sử dụng phổ biến trong các hệ thống truyền lực ô tô Tuy nhiên, do chỉ có 1 cặp bánh rang, nên tỷ số truyền của truyền lực chính dạng này bị giới hạn (i0 vth i (tốc độ vth i ứng với Di max ở từng tay số) thì ôtô chuyển động ổn định, vì trong trường hợp này thì sức cản chuyển động tăng, tốc độ ôtô giảm và nhân tố động lực học D tăng Ngược lại, vùng tốc độ v < vth i là vùng làm việc không ổn định ở từng tay số của ôtô.
Trị nhân tố động lực học cực đại D1 max ở tay số thấp nhất biểu thị khả năng khắc phục sức cản chuyển động lơn nhất của đường: D1 max = ψmax
– Vùng chuyển động không trượt của ôtô:
Cũng tương tự như lực kéo, nhân tố động lực học cũng bị giới hạn bởi điều kiện bám của các bánh xe chủ động với mặt đường.
Nhân tố động học theo điều kiện bám Dφ được xác định như sau:
Để ôtô chuyển động không bị trượt quay thì nhân tố động lực học D phải thoả mãn điều kiện sau :
Vùng giới hạn giữa đường cong Dφ và đường cong Ψ trên đồ thị nhân tố động lực học là vùng thoả mãn điều kiện trên Khi D > Dφ trong giới hạn nhất định có thể dùng đường đặc tính cục bộ của động cơ để chống trượt quay nếu điều kiện khai thác thực tế xảy ra.
Biểu thức tính gia tốc :
Khi ôtô chuyển động trên đường bằng (α = 0) thì:
Di – giá trị nhân tố động lực học ở tay số thứ i tương ứng với tốc độ vi đã biết từ đồ thị D = f(v);
f, i – hệ số cản lăn và độ dốc của đường;
– gia tốc của ôtô ở tay số thứ i.
- hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Bảng 10: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Bảng 11: Giá trị gia tốc ứng với mỗi tay số
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3
Từ kết quả bảng tính, xây dựng đồ thị j = f(v):
Hình 12: Đồ thị gia tốc
Gia tốc cực đại của ôtô lớn nhất ở tay số một và giảm dần đến tay số
Tốc độ nhỏ nhất của ôtô vmin = 1,64 (m/s) tương ứng với số vòng quay ổn định nhỏ nhất của động cơ nmin = 520 (vòng/phút)
Trong khoảng vận tốc từ 0 đến vmin ôtô bắt đầu khởi hành, khi đó, li hợp trượt và bướm ga mở dần dần.
Ở tốc độ vmax = 43,056 (m/s) thì jv = 0, lúc đó xe không còn khả năng tăng tốc.
Do ảnh hưởng của δ mà j (gia tốc ở tay số 2) > j (gia tốc ở tay số 1).
2.7.5 Đồ thị thời gian tăng tốc – quãng đường tăng tốc của ôtô
Dựa vào hình dáng của đồ thị gia tốc ngược ta có thời điểm chuyển từ số thấp sang số cao là tại Vmax của từng tay số.
Tính gần đúng theo công thức:
Ta có : Si = F s i – với F s i phần diện tích giới hạn bởi các đường t = f(v); t = t1; t = t2 và trục tung đồ thị thời gian tăng tốc.
Quãng đường tăng tốc từ vmin ÷ vmax :
Lập bảng tính giá trị thời gian tăng tốc – quãng đường tăng tốc của ôtô
- Có xét đến sự mất mát tốc độ và thời gian khi chuyển số.
Sự mất mát về tốc độ khi chuyển số sẽ phụ thuộc vào trình độ người lái, kết cấu của hộp số và loại động cơ đặt trên ôtô
Động cơ diesel, người lái có trình độ cao, thời gian chuyển số từ 0,5s đến 2s.
- Tính toán sự mất mát tốc độ trong thời gian chuyển số (giả thiết: người lái xe có trình độ thấp và thời gian chuyển số giữa các tay số là khác nhau.
f – hệ số cản lăn của đường
Từ công thức trên ta có bảng sau:
Bảng 12: Độ giảm vận tốc khi sang số δi Δt (s) Δv (m/s) vimax (m/s) số 1 → số 2 2.85
Thời gian chuyển số ở giữa các tay số được chọn:
0.07040649 3.46 số 2 → số 3 1.784846923 0.15600853 5.42 số 3 → số 4 1.35 0.34708309 8.48 số 4 → số 5 1.172474487 0.79780418 13.28
Bảng 13: Thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc
0 500 1000 1500 2000 ĐỒ THỊ THỜI GIAN TĂNG TỐC VÀ QUÃNG ĐƯỜNG TĂNG
Hình 13: Đồ thị thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc
Kết luận
Các nội dung được thực hiện trong chương bao gồm:
- Trọng lượng bản thân, tải trọng toàn bộ, và phân bố tải trọng lên cầu trước và cầu sau được tính toán chi tiết, đảm bảo phân bố lực tối ưu.
- Công suất cực đại được xác định dựa trên các yếu tố như lực cản khí động học, hệ số ma sát, và hiệu suất truyền lực Động cơ Hyundai
D4BH đã được chọn với các thông số công suất 73.5 kW và mô-men xoắn cực đại 225 Nm, phù hợp với yêu cầu vận hành.
3 Xác định tỷ số truyền:
- Tỷ số truyền của truyền lực chính (i0 = 6.933), hộp số, và các cấp số trung gian được tính toán để đảm bảo khả năng vận hành ổn định ở các chế độ tải khác nhau.
4 Xây dựng đồ thị lực kéo ô tô:
- Các đồ thị cân bằng lực kéo, công suất, và nhân tố động lực học được xây dựng để kiểm tra và đánh giá khả năng vận hành của hệ thống.
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC CARDAN
Phân tích, lựa chọn phương án thiết kế
Theo yêu cầu của đề bài được giao là phải thiết kế các hệ thống dành cho xe tải với tải trọng 6820 kg một mức tải trọng khá lớn Bên cạnh đó xe sử dụng nhiên liệu Diesel và có vận tốc tối đa lên đến 75 Km/h đòi hỏi trục các đăng phải có độ bền chắc cao, không bị uốn, xoắn, gãy và trên hết phải phục vụ được những yêu cầu mà xe vận hành Những tiêu chí tùy thuộc vào người thiết kế mà ở đây em sẽ liệt kê ra một số yêu cầu mà em hướng đến:
- Các đăng phải đáp ứng được yêu cầu vận hành của xe ở mọi chế độ
- Hòa hợp với các hệ thống khác để xây dựng tính tổng thể đồng nhất
- Xe chạy liên tục, vận hành trong thời gian dài
- Phải thuận tiện cho công tác bảo dưỡng sửa chữa
- Chi phí thấp, đơn giản, hiệu suất cao
Từ những yếu tố đó lựa chọn ra phương án thiết kế như sau: Trục các đăng không có khớp nối vì chiều dài cơ sở của một xe tải chở hàng tương đối ngắn để các đăng loại chữ thập để dễ dàng bảo quản sửa chữa.
Tính toán thiết kế
3.2.1 Số vòng quay nguy hiểm
Khi chế tạo trục các đăng, do sai số và việc cân bằng thiếu chính xác nên khối lượng của trục phân bố không đều và trọng tâm của anh nó bị lệch đi một đoạn là e so với đường tâm của trục
Bởi vậy khi trục quay sẽ xuất hiện lực ly tập ly tâm tác dụng lên trục làm cho chụp có độ võng y (hình 1.13) Trong khi đó chụp đang quay nên làm phát sinh dao động ngang của trục.
Khi số vòng quay của trục đạt đến một giá trị nào đó thì những dao động này có thể cộng hưởng với tần số riêng của hệ thống Khi xảy ra cộng hưởng thì độ võng y tiến tới vô cùng cho nên trục sẽ gã Giá trị số vòng quay của trục khi xảy ra cộng hưởng được gọi là số vòng quay nguy hiểm hoặc là số vòng quay tới hạn.
Bảng 14: Tính toán số vòng quay nguy hiểm:
Tên gọi Thứ nguyên Tính toán GT chọn Kết quả ip
Tỉ số truyền cao nhất hộp số phụ 1 ih
Tỉ số truyền cao nhất hộp số chính ( 1) 1 nemax
Số vòng quay cực đại của động cơ v/p 3800 nmax
Số vòng quay cực đại của trục các đăng ứng với vận tốc lớn nhất của xe v/p 3800 nt Số vòng quay nguy hiểm v/p (1,2-2).nmax 1.5 5700
Vậy ta xác định được số vòng quay nguy hiểm là 5700 vòng/phút.
Dựa vào catalog của xe tham khảo ta có được một số kích thước cơ sở để thiết kế phù hợp.
Hình 15: Các kích thước cơ bản của xe
Giá trị (m) 2.6 1.945 6.4 4.54 Để thuận tiện trong việc tính toán thiết kế ta sơ đồ hóa trục các đăng và các bộ phận theo kèm:
Hình 16: Sơ đồ bố trí các đăng
Bởi vì chiều dài cơ sở của xe dài dẫn đến chiều dài trục các đăng cũng lớn, khi tính toán nếu giữ nguyên chiều dài đó sẽ dẫn đến đường kính trục D tăng cao, đường kính trong d phải mỏng Điều này gây khó khăn trong việc bố trí các đăng, trục sẽ rung hơn, dễ mất cân bằng động và khó đáp ứng điều kiện bền cho phép Vì vậy ta lựa chọn phương án hệ các đăng 2 trục, trục trung gian nối với trục thứ cấp hộp số, trục các đăng nối với bộ truyền lực chính.
Bảng 15: Các thông số trục cardan
Các thông số Tên gọi Thứ nguyên Tính toán Kết quả
L Chiều dài tổng trục các đăng m 1.456
Chiều dài hình chiếu trục các đăng lên phương ngang m A-0.8-0.4 1.4 hcd
Hiệu chiều cao h từ hộp số so với bộ TLC m 0.4
Tiếp theo ta chọn đường kính trong d và đường kính ngoài D tương ứng để đảm bảo ứng suất xoắn 100-120 Mpa đối với ô tô tải (theo tiêu chuẩn) Để đảm bảo độ tin cậy khi hoạt động ở điều kiện khó khăn ta chọn độ dày bd = 7.5 mm Lập bảng chọn đường kính ngoài D và đường kính trong d theo công thức.
Theo tài liệu [4 – trang 141] ta có công thức tính ứng suất xoắn như sau τ = M π ( D 4 − d 4 )
τ\ là ứng suất xoắn (MPa).
D là đường kính ngoài trục
d là đường kính trong trục
Bảng 16: Đường kính trục theo ứng suất xoắn Ở đây thấy tại D = 60 mm và d = 45 mm thì τ = 111,7541 MPa nằm trong khoảng 100-129 Mpa Vì vậy ta chọn đường kính ngoài trục các đăng D = 60 mm và đường kính trong d = 45 mm để chế tạo trục các đăng: Lựa chọn vật liệu thép cacbon SAE AISI 1045 vì đa số trục các đăng xe sử dụng.
Bảng 17: Thông số thép Carbon SAE AISI 1045
Thông số Ứng suất tiếp cực đại Độ xoắn cực đại Độ cứng
1 92.45855 Để thêm chắc chắn cho phần tính toán, ta so sánh với một số loại các đăng xe tải hiện hành:
Hình 17: Các trục các đăng được bán
Các thông số gần như tương đương với các trục các đăng có bán hiện hành vậy nên đó cũng là bằng chứng xác thực rằng phương pháp tính toán thiết kế đã thành công.
Tính toán mối lắp then hoa
Ta chọn then hoa chữ nhật cỡ nặng, có kích thước:tra TCVN/ISO
Bảng 18: Bảng thông số then hoa chữ nhật d,mm D,mm Z b,mm h,mm r,mm
Chiều dài then hoa: L = 50 mm.
Kiểm nghiệm theo ứng suất bền dập trên bề mặt làm việc: trang(140) σ d = 2 M max d tb L h Z k ≤ [ σ d ]
+ Mmax - Momen xoắn truyền qua mối ghép.
+ k - hệ số xét đến sự phân bố của răng (0,7 - 0,8 chọn 0,75)
+ dtb - đường kính trung bình d = 45(mm)
+ [ σ d ]- ứng suất dập cho phép, N/mm 2 , tra bảng trang [94] Với dạng lắp cố định, tải trọng va đập nhẹ, chọn[ σ d ] P N/mm 2
Vậy then thỏa mãn điều kiện bền.
Kiểm tra bền
Theo tài liệu [6 – chương VI – trang 7]
3.4.1 Kiểm tra trục các đăng
Trục Các Đăng của các ô tô hiện nay được chế tạo bằng những ống rỗng Một đầu ống được hàn vào nạng các đăng, đầu kia được hàn với một trục then hoa.
Kích thước trục các đăng xác định theo số vòng quay nt của các đăng.
Khi tính cần kiểm tra độ bền các đăng theo xoắn.
Với các đăng khác tốc thì trục các đăng bị động sẽ chịu mômem thay đổi M do sự quay không đều Nếu không kể đến tiêu hao công suất ở các đăng thì: Ở đây:
- – Momen xoắn trên trục các đăng chủ động
- Momen cực đại tính toán ở trục các đăng là: M
- α:là góc lệch giữa các trục Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến các cầu chủ động nên ta chọn α = 15 0 : 20 0 chọn α = 15 0
M 1 = M emax i h1 i cos( α ) = 225.6 ,9.1 cos(15 0 ) = 2043 Trục các đăng chịu xoắn, kéo hay nén và uốn ( khi trục chịu dao động ngang).
Trong truyền động chỉ có một trục các đăng thì trục các đăng còn lạ bị phụ thêm do momem sinh ra bởi sự quay không đều trong tính toán ta tính trục các đăng phải chịu tất cả sự quay không đều, nghĩa là trục các đăng phải chịu thêm góc xoắn phụ. Ứng suất phụ của trục sẽ là:
- D là đường kính ngoài của trục các đăng (m)
- l là chiều dài tính toán của trục (m)
- G là mô đuyn đàn hồi khi dich chuyển Góc được tính theo rad.
- Ứng suất phụ τ , thường bé và trên thực tế không ảnh hưởng đến sự chọn kích thước của trục.
- Ứng suất xoắn cực đại của các đăng là: Ở đây: W x - là moomen chống xoắn bé nhất khi xoắn theo:
- D là đường kính của ống các đăng;
- δ =0 , 01 chiều dày của thanh các đăng;
τ =7 , 42 ( NM m 2 ) < [ τ ] 0 :300 ¿ => thỏa mãn điều kiện bền.
3.4.2 Giá trị góc xoắn trục các đăng. Ở đây:
- – là moomen quán tính của tiết diện khi xoắn;
- G – là mô đuyn đàn hồi khi xoắn; G= 80GN/ (8 kG/ ¿
64( D 4 −d 4 ) = 64 π ( 0 , 06 4 −0 , 04 4 ) =5,105 10 −7 ( m 4 ) Q, 05 ( cm 4 ) Thay số ta có θ= 180 π ⋅ 225 ⋅ 7 , 2⋅ 1
=> θ=1.35 độ θ=0,0235∗1, 35 =1,966 (độ) trên một mét chiều dài trục nhỏ hơn giá trị góc xoắn cho phép thỏa mãn yêu cầu.
Theo tài liệu [6 – chương VI – trang 8]
Xác định kích thước của các đăng khác tốc chủ yếu là xác định kích thước chốt chữ thập trên đó đặt ổ bi kim.
Chốt chữ thập được tính theo uốn, cắt, chèn dập theo lực. Ở đây:
- – tỉ số truyền ở số truyền một của hộp số và tỷ số truyền ở số truyền thấp nhất của hộp số phân phối;
- 2 r – khoảng cách các điểm giữa các bề mặt làm việc của hai chốt chữ thập;
- α – góc nghiêng của trục các đăng thụ động so với trục các đăng chủ động.
3.4.3.1 Ứng suất Ứng suất uốn
Chốt có mắt cắt hình tròn nên ta có:
- là đường kính mặt ngang chốt theo khảo sát thực tế ta có 30mm=0.03m
Ta có R= 60mm ta chọn chiều dài cổ chốt l = 40mm = 0,04m
Thay số ta có: σ u = M u w u = Pl
≤ [ σ ]50 MN / m 2 =>Thảo mãn điều kiện uốn. Ứng suất cắt
S là diện tích của tiết diện cắt: S= π d 2
4 =7 , 065 ⋅ 10 −4 ( m 2 ) Thay số ta có : τ = P s = 412 , 5 ⋅ 10 −5 7,065 ⋅ 10 −4 = 5 , 86 MN / m 2 ≤ [ τ ]= 170( MN / m 2 )
Thỏa mãn điều kiện cắt
3.4.3.2 Ứng suất chèn đập. Ở đây : F là diện tích tiết diện cổ chốt
Thay số ta có : σ cd = p
Thảo mãn điều kiện chèn đập
Hình 18: Sơ đồ tác dụng lên nạn cardan
Dưới tác dụng của lực P, tại tiết diện A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và ứng suất xoắn: Ứng suất uốn: Ở đây: p= 412,7 N
- Mô men chống uốn của tiết diện A-A
Ta chọn mặt cắt tiết diện elip: h : đường kính dài: ta tính h = D + 2k ta có D=0,06m`mm k: độ dày mỗi bên so với đường kính D, chọn k = 5mm
h = 60+2.5b.5mm=0,625m chọn e = 155mm=0,15m do tiết diện elip nên chọn thay số ta có: σ u = p e
- Moomen chống xoắn của tiết diện tại A-A
Mặt cắt tiết diện elip nên:
Thỏa mãn điều kiện xoắn
3.4.5 Tính toán mối hàn nạng chữ U
Theo tài liệu [5-trang74] Để kết nối trục các đăng với cơ cấu chữ thập thì cần sử dụng phương phép ghép nối Phương pháp ghép nối phổ biến hiện nay là hàn góc Mối hàn góc chịu momen uốn và momenxoắn
Hình 19: Sơ đồ tính mối ghép hàn góc
Công thức ứng suất τ x do mômen xoắn: τ x =2 T / 0 , 7 k ⋅ π ⋅ d 2
0 , 7 10 π 60 2 =0.0273 Ứng suất τ u do momen uớn M u gây nên có thể xác định theo công thức: τ u = 4 M u / 0 , 7 k π d 2
Mu = mcd * dcd = 17,964 1,456/2 = 13 (Nm) Trong dó: mcd = V * ρ = 2,287,610 * 0.00785 = 17,964 (kg)
Vì các ứng suất τ x và τ u sinh ra trong tiết diện m−m của mối hàn có phương vuông góc với nhau cho nên điểu kiện bền có dạng: τ = √ τ 2 x + τ u 2 ≤ ¿ τ = √ τ 2 x + τ u 2 = √ 0.273 2 +0.050 5 2 =0.2776 ≤ ¿
Vậy mối ghép hàn thỏa mãn điều kiện bền.
Kết luận
Chương này tập trung vào tính toán và thiết kế chi tiết trục các đăng, với các nội dung:
1 Phân tích phương án thiết kế:
- Lựa chọn trục các đăng loại đơn, dạng rỗng, đảm bảo khối lượng nhỏ, khả năng quay đều, và hiệu suất cao.
- Kích thước trục: Được xác định dựa trên mô-men xoắn và ứng suất cho phép Chiều dài tổng trục các đăng L = 1,456 m, đường kính ngoài các đăng D = 60 mm, đường kính trong d = 45 mm.
- Kiểm tra bền: Bao gồm kiểm tra trục, nạng các đăng, và mối hàn chữ
U, đảm bảo khả năng chịu tải trong các điều kiện vận hành khác nhau.
- Tính toán và kiểm nghiệm các mối lắp then hoa để đảm bảo khả năng truyền lực và tránh hiện tượng mòn sớm.
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH VÀ VI SAI
Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính
4.1.1 Các thông số ban đầu
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 6820 (kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 4774 (kg)
- Mô men cực đại của động cơ: Me max = 225 (Nm), nemax = 3800 (v/p)
- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 6,933
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 6; i2 = 3,83; i3 = 2,45; i4 = 1,56; i5 = 1; ir 7,2
- Hệ số bám của đường: φ max =0,8
4.1.2 Chọn tải trọng tính toán
Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1 theo [6]:
Mtt = Me max ih1 η = 225.6.0,89 = 1201,5 (Nm) Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị han chế bởi mômen bám
Với: rbx – bán kính tính toán của bánh xe io - tỷ số truyền lực chính
Trong đó: G 2 = 47740(N); io = 6,993, ϕalignl ¿ max ¿ ¿ ¿ = 0,8; r bx = 0,362 (m) Thay vào ta có:
Theo điều kiện kéo và bám ta chọn giá trị nhỏ nhất là M tt = 1201,5 (Nm)
Xác định các thông số tính toán truyền lực chính
- Momen xoắn trên trục quay của bánh chủ động T1 = 8330 N.m
Bề rộng mặt răng không quá (mm)
Giới hạn bền kéo Giới hạn chảy Độ rắn
- Chọn vật liệu bánh răng chủ động và bánh răng bị động.Ta chọn thép hợp kim 35XM tôi cải thiện [8] – Bảng 6.1
Bảng 19: Cơ tính vật liệu thép 35XM
Ta chọn độ rắn trung bình đối với bánh răng chủ động : = 241HB, đối với bánh răng bị động : = 241HB
- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe = 0,25
- Hệ số sơ bộ hệ số tải trọng không đều lấy: KHB = 1,1
- Hệ số phụ thuộc vật liệu : Kd = 83,5 MPa 1/3
- Hệ số an toàn về tiếp xúc: SH = 1,1 [3] – Bảng 6.2
- Hệ số tuổi thọ bền tiếp xúc: KHL = 1
Tính toán đường kính ngoài de1 theo công thức [3] – 6.32b d e 1 = Kd √ 3 T 1 K Hβ /[ ( 1 − K be ) K be u [ δ H ] 2 ] d e 1 , 5 √ 3 8330.1 , [ ( 1−0 , 25 ) 0 ,25.6,875 1 501,8118 2 ] ¿ 25,423 ( mm ) Trong đó : Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 501,8118 Chọn số răng : Z 1 = 8 răng; Z 2 = Z 1 u= 8.6,875 = 55 răng Đường kính trung bình dm1 : d m1 =( 1−0 , 5 K be ) d e1 = ( 1 −0 , 5.0 , 25 ) 25,423" , 24 (mm) - m tm = d m1
- Góc côn chia bánh răng côn: δ 1 =arctan ( Z Z 1 2 ) =arctan ( 55 8 ) =8,275 o δ 2 = 90 o − δ 1 = 81,724 0
- Xác định modun mte: m te = m tm
(1−0 , 5.0 , 25) = 3.2 Chọn modun theo tiêu chuẩn m te = 4
- Đường kính vòng chia ngoài: d e 1 = m te Z 1 = 4.8 = 32 ( mm ) d e 2 =m te Z 2 =4.55"0 (mm)
- Tính lại modun trung bình: m tm =m te (1− 0 , 5 K ¿¿ be)=4 ( 1−0 , 5.0 , 25 )= 3.5 ¿ chọn m tm = 4
- Chiều dài côn trung bình:
- Chiều rộng vành răng: b = R e K be = 111,158.0 , 25 = 27,789 ( mm )
- Đường kính vòng chia trung bình: d m1 = ( 1− 0 , R 5 e b ) d e1 = ( 1−0 ,5 , 111,158 27,789 ) 32( (mm) d m2 = ( 1 − 0 , R 5 e b ) d e 2 = ( 1 − 0 ,5 , 111,158 27,789 ) 220 = 192,500 ( mm )
- Bộ truyền bánh răng côn thường được dịch chỉnh đều (hệ số dịch chỉnh ( ) để nâng cao độ bền uốn của rang bánh côn nhỏ ( > 0) Trong trường hợp này chiều cao đầu răng và chân răng (do trên mặt côn phụ ngoài).
Ta chọn hệ số dịch chỉnh răng (ξ), góc nghiêng trung bình xoắn răng (β) và góc ăn khớp (α) theo bảng ( 3.2) trong [2], ta có: ξ 1 = 0,395; β = 35 0 ; α = 25 0
- Tiêu chuẩn quy định: hte = cos β = 0,819; xn1= 0,5578; c= 0,2 m te
(Theo bảng 6.20 ) h ae1 =( h ¿¿ te + x n1 cos β m ) m te ¿ = ( 0,819 + 0,5578.0,819 ).4 = 5,104 (mm) h ae2 = 2 h te m te − h ae1 = 2.0,819.4 – 5,104 = 1,449 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng ngoài: d ae 1 =d e 1 +2 h ae1 cos( δ 1) 2+ 2.5,104 cos (8,276 o )B,680( mm ) d ae 2 =d e 2 +2 h ae 2 cos( δ 2 )"0+2.1,449 cos( 81,724 o )"0,417(mm)
- Chiều cao răng ngoài: h e = 2 h te m te + c = 2.0,819 4 + 0 , 2.4 = 7,353 ( mm )
- Chiều cao chân răng ngoài: h fe1 = h e − h ae1 = 7,353 − 5,104 = 2,249 ( mm ) h fe2 =h e − h ae2 =7,353−1,449= 5,904(mm)
- Góc chân răng: θf1(2) = arctgh (fe1(2)/Re) θf1= 1,159° θf2= 3,040° δa1(2) = δ1(2) + θf1(2) δa1= 9,435° δa2= 84,765°
Xác định lực tác dụng lên truyền lực chính
ADCT: P = M r tt tb => Pt = r M tt tb 1
ADCT: Q = cosβ P (tgα.cosδ i ± sinβ.cosδ i )
Q1 = P 1 cosβ (tgα.sinδ1 + sinβ.cosδ1)
⇒ Q 1 = 11007,082 cos3 5 0 ( tg2 5 o sin 8 , 2 o +sin 35 o cos 8 ,2 o )24,725 ( N )
R1 = P 1 cosβ (tgα.cosδ1 – sinβ.sinδ1 )
R 1 = 11007,082 cos3 5 o ( tg 2 5 o cos 8 , 2 o −sin 3 5 o sin 8 , 2 o )P19,102( N )
Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn: σu = 0 , 85 b m P n γ ≤ [ σ u ], trang73 sách [7]
Với γ là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Ztd
Z 1 td = z 1 cos δ 1 cos 3 β 1 = 8 cos8 , 3 cos 3 35 =¿14.70762992, trang 73 sách [7]
Z 2td = z 2 cos δ 2 cos 3 β 1 = 55 cos81 , 7 cos 3 3 5 =¿695.1653204, trang 73 sách [7]
Tra bảng (3-18) sách Thiết kế chi tiết máy ta có:trang 52 sách [5] γ 1 = 0.338 , γ 2 = 0,517 Thay số ta có: σ 1u = 11007,08154
0 , 85.27,789 4 0,517 =¿225.3324637 MN/m 2 [σu] - Ứng suất uốn cho phép, [σu] = 700 – 900 MN/m 2
Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: σtx = 0,418.√ b cosα sinα p E ( r 1 1 td + r 1 2 td ) ≤ [ σ tx ] (*), trang 73 sách [7]
Với ritd – bán kính bánh răng tương đương, i = 1,2 ritd = r tb cos 2 β cosδ
E = 200000 (N/m 2 ) – mô đun đàn hồi của vật liệu thép C40
[ σ tx ] = (1500-2500) MN/m 2 - ứng suất tiếp xúc cho phép
Ta có : r 1 td = 109,1505 c o s 2 35 c os8,3 = ¿164.377(mm) r 2 td = 91,338 c o s 2 35 c os81,7 =¿ 945,682 (mm) σ tx =0,418 √ 11007,082.10 −6 200000
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính
4.5.1 Tính thiết kế trục: a Chọn sơ bộ đường kính trục Áp dụng: d ≈ ( 9 ÷ 10 ) √ 3 M emax (mm), trang 55 sách [7]
=> Chọn d = 25 ( mm ) ,bảng 10.2 trang 189 sách [8] b Tính chính xác và xác định kết cấu trục
- Phân tích kết cấu trục:
+ Khoảng cách giữa 2 gối đỡ: l’=2,5d=2,5.25b,5 mm,
+ Khoảng cách từ tâm gối đỡ B đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng chủ động: a= 24 mm
+ Khoảng cách từ then hoa đến gối đỡ số 2: L mm
Hình 20: Sơ đồ bố trí ổ đỡ trên trục bánh răng truyền lực chính
- Tính phản lực tại các gối:
R By = R 1 − R Ay = 9024,725−5299 , 9724,813 ( N ) + Trong mặt phẳng (XOZ):
Hình 21: Biểu đồ momen, lực phân bố trên trục bánh răng quả dứa
- Tại tiết diện nguy hiểm gối B:
Tính lại đường kính trục: [ trang 92 – 8] Ứng suất cho phép tính theo ứng suất giới hạn : [] = b.ε/[S](Trang 262 – [9]) Trong đó: σb= 1600, Ɛσ= 0.83,[S]= 1.5
0 , 1.885 ≈ 22,19(mm) QA tính hệ số tải động C cho ổ A
Vì là ổ côn đỡ chặn nên chọn q = 10/3
Tính L theo công thức L = L h 60 n.1 0 −6 = 64,2048 (triệu vòng)
Tra bảng 16.7 – [9] - tr286 Ổ côn đỡ chặn ứng với đường kính ngõng trục d = 25 mm(cỡ trung rộng)
Chọn ổ bi đỡ chặn [7605] có D= 62mm, B$mm, T= 25,25mm, α,33 độ.
Chọn cách bố trị ổ bi và bảnh răng của Truyền lực chính Theo tài liệu [10] – Trang 188
Cách bố trí 2 gối đỡ ở 1 phía phù hợp cho tải trọng lớn(xe tải).
Tính toán kiểm nghiệm mối ghép then hoa truyền lực chính
Ta chọn then hoa cỡ trung, có kích thước: d,mm D,mm Z b,mm f,mm r,mm
Kiểm nghiệm theo ứng suất bền dập trên bề mặt làm việc [5] – trang 140 σ d = M tt
+ F- diện tích chịu dập, mm 2 ; + Rtb- bán kính trung bình, mm;
+ [ σ d ]- ứng suất dập cho phép, N/mm 2 Với dạng lắp cố định, tải trọng va đập trung bình, được nhiệt luyện chọn[ σ d ] 0 N/mm 2
Vậy then thỏa mãn điều kiện bền.
Tính toán thiết kế bộ vi sai
4.7.1 Xác định các thông số cơ bản của vi sai
Tuỳ thuộc vào vị trí lắp đặt bộ vi sai trong hệ thống truyền lực mà vi sai được chia ra vi sai giữa các cầu và vi sai giữa các bánh xe Vi sai giữa các cầu có thể là vi sai đối xứng hoặc vi sai không đố xứng, còn vi sai giữa các bánh xe là vi sai đối xứng Trong xe cần tính toán ta chọn loại vi sai đối xứng.
- Chọn số bánh răng hành tinh q = 2
- Momen xoắn trên trục quay của bánh chủ động T1 = 8330 N.m
- Chọn vật liệu bánh răng chủ động và bánh răng bị động.Ta chọn thép 40 tôi cải thiện.
Bảng 20: Cơ tính vật liệu bánh răng vi sai
Ta chọn độ rắn trung bình đối với bánh răng chủ động : = 200HB, đối với bánh răng bị động : = 200HB
- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe = 0,3
- Hệ số sơ bộ hệ số tải trọng không đều lấy: KHB = 1,1
- Hệ số phụ thuộc vật liệu : Kd = 100 MPa 1/3
- Hệ số an toàn về tiếp xúc: SH = 1,1 [3] – Bảng 6.2
- Hệ số tuổi thọ bền tiếp xúc: KHL = 1
Bề rộng mặt răng không quá (mm)
Giới hạn bền kéo Giới hạn chảy Độ rắn
Tính toán đường kính ngoài de1 theo công thức [8] – 6.32b d e 1 0 √ 3 8330.1 , 1/[ ( 1− 0 , 3 ) 0 , 3.1 , 4 427 , 3 2 ]U , 47 (mm)
Trong đó : Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 427,3 Chọn số răng : Z1 = 10 răng; Z2 = 14 răng
Đường kính trung bình dm1 : d m1 =( 1 − 0 , 5 K be ) d e1 = ( 1 − 0 , 5.0 , 3 ) 55 , 47 = 47 , 15 ( mm )
Modun trung bình mtm: m tm = d m1
Góc côn chia bánh răng côn: δ 1 =arctan ( Z Z 1 2 ) = arctan ( 10 14 ) 5 , 53 o δ 2 o −δ 1 T , 47 0
Xác định modun mte: m te = m tm
(1−0 , 5.0 ,3) = 5 , 55 Chọn modun theo tiêu chuẩn mte = 6
Đường kính vòng chia ngoài: d e 1 =m te Z 1 =6.10`(mm) d e 2 =m te Z 2 =6.14 (mm)
Tính lại modun trung bình: m tm =m te (1−0 ,5 K ¿¿ be)=6 ( 1−0 , 5.0 ,3 )= 5 , 1 ¿
Đường kính vòng chia trung bình: d m1 =m tm Z 1 =5 , 1.10Q( mm) d m2 = m tm Z 2 =5 , 1.14 q , 4 (mm)
Chiều dài côn trung bình:
Chiều rộng vành răng: b = R e K be = 51,614.0 , 3 = 15,484 ( mm )
Bộ truyền bánh răng côn thường được dịch chỉnh đều (hệ số dịch chỉnh ( ) để nâng cao độ bền uốn của rang bánh côn nhỏ ( > 0) Trong trường hợp này chiều cao đầu răng và chân răng (do trên mặt côn phụ ngoài).
- Chọn hệ số dịch chỉnh: = 0,27mm;
- Tiêu chuẩn quy định: = 1; = 0,2.mte
Đường kính vòng đỉnh răng ngoài: d ae 1 =d e 1 +2 h ae 1 cos( δ 1 ) `+2.7 ,62 cos (35 , 53 o )r,401(mm) d ae 2 =d e 2 +2 h ae 2 cos( δ 2 ) +2.4 ,38.cos (54 , 47 o )= 89 ,1 (mm)
Chiều cao răng ngoài: h e =2 h te m te +c=2.1.6 +0 ,2.6 ,2 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài: h fe1 =h e − h ae1 , 2−7 ,62=5 ,58 (mm) h fe2 =h e − h ae2 ,2−4 , 38=8 , 82(mm)
Modun pháp tuyến bánh răng vi sai
- - Mô men xoắn trên vỏ hộp vi sai:
- - Hiệu suất của hệ thống truyền lực
- - Hệ số khoá vi sai; Chọn = 0,2
- Z – Số răng của bánh răng bán trục
- q – Số bánh răng hành tinh q = 2
- y – Hệ số dạng răng; Chọn y = 0,53
- - Ứng suất uốn cho phép; = 360 m n = √ [ σ u ] z q R 3 ( 1+ e k σ ( 1 ) M − λ o 3 ) π y = √ 360.10 2 51,614 3 ( 1+0 10 , −3 2 ) 8330 ( 1 − 0 , 7 3 ) π 0 , 53 = 8 , 58 Chọn mn = 8 (theo dãy 1 bảng 6.8 [8])
Bảng 21: Thông số bánh răng bán trục, hành tinh
Kí hiệ u Đơn vị Công thức tính Hành tinh
1 Bánh răng hành tinh q Chọn 2 2
4 Mô pháp tuyến vòng ngoài mm 6 6
5 Mô đun vòng trung bình mm 5,1 5,1
6 Góc mặt côn chia δ Độ 35,53 54,47
7 Hệ số dịch chỉnh mm Chọn 0,27 0,27
8 Chiều dài côn ngoài mm 51,61
9 Chiều dài côn trung bình mm 43,87
10 Đường kính vòng chia ngoài mm 60 84
11 Góc ăn khớp Độ Chọn 20 20
12 Đường kính vòng chia trung bình mm 51 71,4
13 Chiều cao đầu răng đáy lớn mm 7,62 4,38
14 Chiều cao răng ngoài he mm h e = 2 h te m te + c 13,2 13,2
15 Mô đun pháp tuyến sơ bộ mm 8 8
4.7.2 Tính bền cho bộ vi sai
Các lực trên bánh răng 1 và bánh răng 2 ngược chiều nhau nên ta có: a Tính theo độ bền tiếp xúc
Bảng (6.2 - [8]) giới hạn mỏi tiếp xúc của bánh răng được xác định: σ Hlim o
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng: [9] – Trang 148
Trong đó: σ OHlim : giới hạn mỏi tiếp xúc
S H : hệ số oan toàn khi tôi cải thiện ( S H =1 ,1)
ZR : hệ số nhám bề mặt (ZR = 1)
Hình 22: Các lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn
ZV : hệ số kể đến vận tốc vòng (ZV = 1)
ZXH : hệ số kể đến kích thước bánh răng (ZXH = 1)
KNH : hệ số giới hạn mỏi ngắn (KNH = 1)
Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc b Tính theo độ bền uốn:
Ứng suất mỏi uốn cho phép được xác định theo công thức [9] – Trang 149
- Giới hạn bền mỏi uốn = 1,8HB = 1,8.200 = 360 (Mpa) ([8] – Bảng 6.2)
Hệ số an toàn về sức bền uốn SF = 1,75
Hệ số độ nhám mặt lượn chân răng YR = 0,9
Hệ số kể đến kích thước của răng YS = 1,08
Hệ số kể đến kích thước của bánh răng YXF = 0,95
Hệ số mỏi ngắn hạn KNF = 1 Ứng suất uốn tại 2 bánh răng chủ động và bị động :
[σF] = (360/1,75).0,9.1,08.0,95.1 = 190 (Mpa) < 360 (Mpa) Thoả mãn điều kiện
4.7.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải phụ thuộc phương pháp nhiệt luyện bánh răng
- Bánh răng thường hoá, tôi cải thiện hoặc tôi thể tích
= 2,8.400 = 1120 (MPa) Giới hạn chảy của vật liệu σch = 400 (MPa) [8] – Bảng 6.1 Ứng suất tiếp xúc của răng khi quá tải: σ Hmax =[σ ¿ ¿ H ] √ K qt = 427 , 3 √ 1 , 5R3 , 3 ( MPa)
