thiết kế hộp số có cấp thông thường xe gaz-66

Hộp số 3 trục dọc là hộp số mà mômen xoắn đợc truyền qua hai cặp bánh răng và 3 trục, trong đó trục sơ cấp và thứ cấp đặt đồng tâm.. *u điểm: Khi cùng kích thớc ngoài thì hộp số 3 trục d

Trang 1

nói đầu

ô tô là phơng tiện sử dụng trong nhiều lĩnh vực của nền kinh tế quấc dân, chiếm vị trí quan trọng trong sự phát triển chung của các ngành kinh

tế khác

Nhìn chung cho đến nay ngành ô tô nớc ta vẫn cha có sự phắt triển

đột biến nào mà chủ yếu khai thát sử dụng, sửa chữa, chế tạo phùng tùng thay thế và mua mới Đặc biệt là trong quân đội hiện nay, hầu hết ô tô quân sự đã cũ, lạc hậu, ô tô chủ yếu đợc phục hồi, cải tiến chứ cha có những thiết kế mới

Để ngành ô tô phát triển mạnh thì công tác nghiên cứu tính toán thiết

kế là một việc hết sức quan trọng cần phải làm

Quá trình thực hiện đồ án đợc sự hớng dẫn nhiệt tình của giáo viên và

sự nổ lực của bản thân tôi đã hoàn thành đồ án đúng thời gian qui định Tuy nhiên do kiến thc và kinh nghiệm thực tế còn hạn chế nên đồ án còn

có những chỗ thiếu sót Vì vậy tôi rất mong đợc sự giúp đỡ của các giáo viên để tôi củng cố kiến thức của mình

Phần I:

Trang 2

Cơ sở tính toán thiết kế hộp số

*Khi ô tô chuyển động sức cản của xe phụ thuộc vào điều kiện đờng

và nó thay đổi trong phạm vi rất rộng khoảng 25 đến 30 lần Trong khi đó

động cơ đặt trên ô tô có hệ số thích ứng rất thấp đối với động cơ xăng hệ

số này bằng 1,1ữ1,2, động cơ diezel bằng 1,05ữ1,15 Do đó mô mem quay của động cơ không đáp ứng nổi yêu cầu mômen cần thiết để thắng sức cản chuyển động của ô tô Để giải quyết vấn đề này và để cho động cơ làm việc ở chế độ kinh tế, trên xe cần thiết phải có hộp số

*Hộp số có công dụng thay đổi tỷ số truyền của hệ thống truyền lực trong quá trình chuyển động của ô tô nhằm thay đổi lực kéo các bánh xe chủ động và thay đổi vận tốc chuyển động của ô tô trong khoảng động tuỳ theo sức cản của bên ngoài

Thực hiện chuyển động lùi của ô tô

Tách động cơ đang làm việc ra khỏi hệ thống truyền lực trong

khoảng thời gian tuỳ ý (khi nạp bình điện, cho động cơ chạy không tải để tăng nhiệt độ nớc làm mát trớc khi khởi hành để bôi trơn động cơ tốt hơn,

để bơm lốp, quay trục thu công suất

*Các loại hộp số:

Hộp số thì có nhiều loại hộp số, tuỳ theo công dụng củ từng ô tô và

điều kiện hoạt động của xe mà ta thiết kế hộp số cho phù hợp

Theo đặt tính truyền mômen có

Hộp số vô cấp

Hộp số có cấp

Hộp số kết hợp vô cấp và có cấp

Theo đặt điểm môi trờng truyền mômen

Có hộp số cơ khí, hộp số thuỷ lực, điện từ và liên hợp

Theo phơng pháp dẫn động điều khiển hộp số

Có hộp số dẫn động điều khiển cỡng bức hay dẫn động điều khiển tự

động

Phân loại hộơ số cơ khí

Theo số lợng trục ta có hộp số đồng trục, hai trục, ba trụcv.v

Theo đặc điểm bố trí trục có hộp số trục ngang, hộp số trục dọc

Theo đặc tính động học của trục có hộp số trục cố định hoặc di động.Hộp số ta cần thiết kế là hộp số cơ khí đơn giản ba trục dọc 4 cấp dùng trên xe gaz_66

*Yêu cấu đối với hộp số

Có tỷ số truyền đảm bảo tính chất động lực học và tính kinh tế khi làm việc

Hiệu suất cao

Có độ bền độ tin cạy cao

*Trình tự tính toán thiết kế hộp số

Trang 3

Bớc 1: phân tích đặc điểm kết cấu chọn sơ đồ động học củ hộp số.Bớc 2: tính toán thiết kế hộp số.

I Phân tích đặc điểm kết cấu chọ sơ đồ động học của hộp số

Hiện nay trên ô tô thờng sử dụng hộp số 3 trục dọc Hộp số 3 trục dọc là hộp số mà mômen xoắn đợc truyền qua hai cặp bánh răng và 3 trục, trong đó trục sơ cấp và thứ cấp đặt đồng tâm

Hộp số 3 trục dọc so với hộp số có trục di động và hộp số hai trục dọc có u điểm sau

*u điểm:

Khi cùng kích thớc ngoài thì hộp số 3 trục dọc cho ta tỷ số truyền lớn hơn vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thực hiện việc truyền mômen Đặc điểm này rất quan trọng vì hiên nay động cơ cao tốc đợc sử dụng phổ biến trên ô tô Nừu cần bảo đảm một giá trị tỷ

số truyền nh nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thớc bé, trọng lợng nhỏ hơn, do đó giảm trọng lợng toàn bộ của ô tô

Hộp số có số truyền thẳng với tỷ số truyền bằng 1 (khi gài trực tiếp trục thứ cấp vào trục sơ cấp) Hiệu suất truyền lực là cao nhất (coi nh bằng 1) vì truyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào cả trong khi đó thời gian sử dụng số truyền thăng là chủ yếu (50ữ80)% thời gian làm việc của

ô tô nên nâng cao đợc tính kinh tế

*Nhợc điểm:

Trừ số truyền thẳng các số truyền khác mômen đều đợc truyền qua hai cặp bánh răng (số lùi qua 3 cặp bánh răng) nên hiệu suất truyền giảm.kích thớc ổ phía trớc theo chiều chuyển động của xe của trục thứ cấp hộp số bị hạn chế và ổ này đợc đặt vào hốc sau của trục sơ cấp Vì vậy khi làm việc ổ thờng xuyên chịu quá tải Để không quá tải có thể làm bánh răng thờng tiếp liền trục và nh vậy tăng đợc kích thớc ổ Nhng nếu bánh răng lớn thì tỷ số truyền của cặp bánh răng này sẽ nhỏ Do vậy kích thớc bánh răng liền trục trên trục thứ cấp không thể lớn đợc Thông thờng ổ tr-

ớc của trục thứ cấp dùng ổ đũa (thanh răng trụ) Do ổ đũa không chịu lực chiều trục nên khi thiết kế lắp ráp ngời ta chọn chiều nghiêng của răng sao cho lực chiều trục không tác dụng lên ổ

*Hộp số 3 cấp

Trang 4

Hình 1: sơ đồ động học của hộp số 3 cấp trục dọc.

Đặc điểm kết cấu:

Trục sơ cấp 1 đồng thời là trục bị động của li hợp Trục này đợc gối lên hai ổ, một ổ thanh lăn trong hốc bánh đà ở đuôi trục khuỷu động cơ và một ổ bi đặt ở vỏ hộp số Bánh răng Z3 thờng đợc chế tạo liền trục là bánh răng nghiêng ăn khớp với bánh răng Z3’trên trục trung gian cà có vành răng để gài số truyền thẳng (số truyền 3)

Trục trung gian 8 đợc đặt trên hai ổ ở vỏ hộp số Các bánh răng trên trục trung gian thờng đợc tạo thành khối hình tháp và lắp cố định với trục

8 các bánh răng Z3’, Z2’ là bánh răng trụ răng nghiêng Z1’ và ZL là bánh răng trụ răng thẳng

Trục thứ cấp 7 đợc gối trên hai ổ, một ổ đũa trong hốc bánh răng Z3

và một ổ bi đặt thành phía sau của vỏ hộp số 2 ở phần giữa và phần đuôi trục có gia công then hoa để lắp moay ơ của đồng tốc 3, lắp bánh răng di trợc răng thẳng Z1 để gài số truyền 1 và số lùi, lắp mặt bích dẫn động trục truyền động các đăng, bánh răng Z2 quay trơn trên trục và có vành răng để gài số truyền hai

Trục số lùi 9 thực hiện di trợt đồng tốc 3 dọc trục thứ cấp 7 để gài số truyền III và số truyền II còn càng gài 6 thực hiện di trợt bánh răng trụ Z1

để gài số truyền I và số lùi

Việc truyền mô men xoắn qua hộp số cơ khí có cấp đợc thực hiện theo nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài ở các

số truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục sơ cấp và thứ cấp có cùng chiều quay ở số lùi phải qua 3 cặp bánh răng ăn khớp nên trục số lùi quay ngợc chiều với trục sơ cấp và thứ cấp

Trang 5

ở số truyến thẳng số (III) do gài trực tiếp trục thứ cấp với trục sơ cấp nên chúng quay thành một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di trợt đồng tốc hay bánh răng, các vành răng hay bánh răng ăn khớp với nhau để đợc tỷ số truyền tơng ứng với từng tay số.

*Hộp số 4 cấp

Đặc điểm kết cấu và nguyên lý làm việc của hộp số 4 cấp trục dọc

t-ơng tự nh hộp số 3 cấp trục dọc, có điểm khác là:

Số truyền IV là số truyền thẳng

Càng gài 5 tác động vào đồng tốc 4 làm cho nó di trợt theo chiều trục

và để thực hiện gài số truyền IV hoặc số truyền III

Hình 2: sơ đồ động học hộp số 4 cấp trục dọc

Cặp bánh răng số truyền II cũng là cặp bánh răng nghiêng thờng xuyên ăn khớp Gài số truyền II đợc thực hiện nhờ càng gài 6 dịch chuyển bánh răng Z1 sang trái để cho vành răng của bánh răng này vào ăn khớp với vành răng gài số ở bánh răng Z2

Gài số lùi nhờ càng gài 10 làm xê dịch khối bánh răng số lùi (ZL và

ZL’) để cho ZL’ vào ăn khớp với Z1’ và ZL’ ăn khớp với Z1

Trang 6

Hình 4: kết cấu hộp số ГАЗ_66

*Nhận xét:

Hộp sô 3 trục dọc 3 cấp thờng dùng ở cũnge du lịch có dự trữ công suất lớn và vừa (công suất riêng lớn) Vì xe du lịch yêu cầu phải đơn giản, thời gian tăng tốc ngắn nếu tăng số cấp của hộp số thì công suất của động cơ đợc sử dụng tốt hơn, nhng thời gian chuyển số tăng lên, làm phức tạp

điều khiển xe và làm tăng thời gian để đạt đợc tốc độ lớn nhất của xe Hơn nữa xe du lịch thờng có công suất riêng lớn nên đa số thời gian làm việc ở số truyền thẳng

Loại hộp số 3 trục dọc 4 cấp thờng dùng ở ô tô du lịch có dự trữ công suất nhỏ, ô tô vận tải hạng nhẹ và hạng vừa nhằm sử dụng tốt công suất của động cơ hộp số này lắp trên xe ô tô quân sự và xe bọc thép bánh hơi

nh ГАЗ_66, ГАЗ_53, У А З_469 П Р Д М, , У А З_31512.v.v

Ta cần chế tạo hộp số 3 trục dọc 4 cấp sử dụng trên xe ГАЗ_66 có sơ

đồ động học nh sau

Trang 7

PhÇn IItÝnh to¸n thiÕt kÕ hép sè

*néi dung tÝnh to¸n

Chän sè liÖu ban ®Çu

I C¸c sè liÖu ban ®Çu cña xe ГАЗ_66

Träng lîng toµn bé cña xe khi

Trang 8

b Xác định số răng của các bánh răng

Số răng của bánh răng chủ động đợc chế tạo lền trục số răng ít, để

đảm bảo điều kiện không cắt chân răng thi số răng bánh chủ động Za≥ 17 răng, ta chọn Za= 17 răng

Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp

1

) cos(

2

−

=

a n

a a

Z m

588 , 2 17

Z

Z i

Tính laị khoảng cách trục

36 , 110 )

cos(

2

m Z Z A

V V

Trang 9

Vtmaxlà tốc độ tính toán lớn nhất của ô tô ứng với Nemax.

377 , 0

t

K N tl

V

r n

4 , 25 2

18 12 1000

4 , 25

4987 , 0 3200 377 , 0

.i i

r

i = θ

θ hệ số vòng quay Xe vận tải ta có θ= 40ữ50

chọn θ= 40

Trang 10

⇒ 7 , 527

65 , 2

4987 , 0 40

0 =

i

526 , 7 982 , 1

3 , 102

d q

n là số tỷ số truyền

Lúc này ta có:

6 , 3 899 , 1

86 , 6 1

6 , 3 2

Ta thấy điều kiện này thoả mãn

+Tỷ số truyền của số lùi:

546 , 7 86 , 6 1 , 1 1 , 1 ).

3 , 1 1

86 , 6 1

39 , 1 588 , 2

6 , 3 2

732 , 0 588 , 2

895 , 1 3

91 , 2 588 , 2

546 ,

i

i i

- Các bánh răng trên có cùng môdul và góc nghiêng răng từ đó ta tính

đợc số răng của các bánh răng trên trục trung gian

(1 2 , 65) 17,7.

4 , 3

0 cos 36 , 110 2 1

.

cos

=

i m

A Z

n

a

t β

Trang 11

( ) ( )

(1 1 , 39) 25,5.

4 , 3

20 cos 36 , 110 2 1

.

cos

=

i m

A Z

4 , 3

20 cos 36 , 110 2 1

.

cos

=

i m

A Z

⇒ β3= 16,360

*Tính lại số răng của bánh răng trên trục trung gian

(1 2 , 65) 17,7.

4 , 3

0 cos 36 , 110 2 1

.

cos

=

i m

A Z

4 , 3

12 cos 36 , 110 2 1

.

cos

=

i m

A Z

4 , 3

36 , 16 cos 36 , 110 2 1

.

cos

=

i m

A Z

'

Z

36 39 , 1 26 22

'

Z

26 732 , 0 36 33

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng số 1

( ) 112 0

cos 2

65 , 2 1 18 4 , 3 ) cos(

2

1

0 1

1 1

β

i Z m

mm

Để đảm bảo khoảng cách trục các cặp bánh răng bằng nhau

A1=A2=A3 ta tiến hành nh sau

tính lại góc nghiêng của các cặp bánh răng 2, 3

112 2

39 , 1 1 26 4 , 3

2

1

A

i Z

m n

β ⇒ β2= 19,40

112 2

732 , 0 1 36 4 , 3

2

1

A

i Z

m n

β

⇒ β3= 190

- Dịch chuyển góc với cặp bánh răng số 1

Trang 12

+ HÖ sè dÞch t©m.

0 cos 2

18 47 4 , 3

112 cos

.

1 1 '

A

HÖ sè phô A

769 , 6 18 47

44 , 0 1000

1000

1

' 1

= +

=

−

=

Z Z

y A

Theo b¶ng 1 trang 103 híng dÉn thiÕt kÕ CTM ta cã hÖ sè phô B

- Tû sè truyÒn: iL= ia.iL1.iL2= ia.ic

Chän tríc iL1= 3

588 , 2

546 ,

i

i i

21 18 2 , 1 11

51 , 2 3

546 , 7 1

L

L L

i

i i

18 51 , 2

47 2

' 1

L L

i

Z Z

- Tû sè truyÒn thùc tÕ cña c¸c cÆp b¸nh r¨ng sè lïi

167 , 1 18

21 1

47 2 1 '

L L

Z

Z i

⇒ Tû sè truyÒn cña sè lïi:

Trang 13

18 , 21 cos 112 arccos cos

4 , 3 17 cos

.

=

= β

Hệ số ψba phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng,

số truyền và tải trong

Theo bảng 6.6 trang 97 tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

Ta chọn ψba= 0,25

+ Với bánh răng bị động

Đờng kính vòng chia d2= 160

20 cos

4 , 3 44 cos

.

'

=

= β

112

18 , 21 cos 112 arccos cos

Trang 14

4 , 19 cos

4 , 3 26 cos

.

β

m Z

mm

Đờng kính đỉnh răng da1= d1+ 2m = 93,7 + 2.3,4 = 100 mm

Đờng kính đáy răng df1= d1- 2,5m = 93.7- 2,5.3,4 = 85 mmChiều rộng vành răng b1= ψba.At = 0,3.112 = 22 mm

Chọn ψba= 0,2

+ Với bánh răng bị động

4 , 19 cos

4 , 3 36 cos

2 '

=

= β

m Z

112

21 cos 112 arccos cos

4 , 3 36 cos

.

β

m Z

4 , 3 26 cos

3 '

=

= β

m Z

mm

Đờng kính đỉnh răng da2= d2+ 2m = 93,5 + 2.3,4 = 100 mm

Đờng kính đáy răng df2= d2- 2,5m = 93,5 - 2,5.3.4 = 85 mmChiều rộng vành răng b2= ψba.At= 0,17.112 = 18 mm

Chọn ψba= 0,16

4 Cặp bánh răng số 1

Trang 15

4 , 3 47 cos

1 '

=

= β

m Z

mm

Đờng kính đỉnh răng da2= d2+ 2m = 160 + 2.3,4 = 167 mm

Đờng kính đáy răng df2= d2- 2,5m = 160 - 2,5.3,4 = 151 mmChiều rộng vành răng b2= ψba.At= 0,22.112 = 24 mm

Góc prôfin răng αt= arctg 20 0

0 cos

112

Chọn ψba= 0,25

IV Tính toán các chi tiết và bộ phận cơ bản của hộp số

Trang 16

1 Tính bánh răng:

Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC = 50ữ59, [σb]= 1000 Mpa, [σc]= 800 Mpa, nhiệt luyện thấm nitơ

Với cặp bánh răng số 1và cặp bánh răng thờng tiếp chọn độ cứng cao hơn HRC= 58

4987 , 0 7 , 0 4 , 5771

.

0

=

i i i

r G

M

p a

k b

ϕ

= 588,6 Nm

Mônen tính toán đợc xác định nh sau:

Chọn giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị

Ta chọn Mtt= 256,05 Nm

*.Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không

đợc vợt quá một giá trị cho phép

.

Y Y 2Mtt.K

F w

w

F

m d b

Y

σ β

[ ]2 1

2 1

F

F F F

Y

σ σ

Trang 17

KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng P2.3 phụ luc TTTK CTM ta có:

KFV= 0,86

⇒ KF= 1,05.1,22.0,86= 1,1

4 , 3 62 28

22 , 4 997 , 0 614 , 0 1 , 1 10 05 , 256

74 , 3 5 , 242

1 lim 0

F FL

a H tt H

M H

d i b

i K M Z

Z

1 2

1

2

Trang 18

20 sin 112

sin

=

= Π

1 588 , 2 , 0128 , 1 05 , 256 2 785 , 0 67 , 1

, 6 982 , 1 39 , 1

4987 , 0 7 , 0 4 , 5771

.

0 2

=

i i i

r G

M

p

k b

ϕ

= 1095 Nm

Trang 19

Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép

.

Y Y 2Mtt.K

F w

w

F

m d b

Y

σ β

[ ]2 1

2 1

F

F F F

Y

σ σ

KFV= 0,87

⇒ KF= 1,05.1,22.0,87= 1,11

Trang 20

⇒ 187 , 32

4 , 3 94 22

88 , 3 997 , 0 599 , 0 11 , 1 10 05 , 256

76 , 3 32 , 187

1 lim 0

F FL

H tt H

M H

d i b

i K M Z

Z

1 2

2

1

2

ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.theo bảng 6.5 TTTK CTM ta có:

4 , 19 sin 112

Trang 21

1 39 , 1 , 0003 , 1 05 , 256 2 774 , 0 66 , 1

=

H

σ[σH]= σ0

, 6 982 , 1 722 , 0

4987 , 0 7 , 0 4 , 5771

.

0 3

=

i i i

r G

M

p

k b

ϕ

= 2079 Nm

Để đảm bảo độ bền uốn ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép

.

Y Y 2Mtt.K

F w

w

F

m d b

Y

σ β

[ ]2 1

2 1

F

F F F

Y

σ σ

Trang 22

Mtt mômen xoắn trên trục chủ động Mtt= 256,05 Nm

KFV= 0,87

⇒ KF= 1,02.1,22.0,87= 1,08

4 , 3 129 20

74 , 3 997 , 0 597 , 0 08 , 1 10 05 , 256

88 , 3 35 , 140

1 lim 0

Trang 23

m FE

F FL

H tt H

M H

d i b

i K M Z

Z

1 2 3

3

1

2

19 sin 112

Trang 24

⇒ KH= 1,02.1,05.0,92= 0,985

129 722 , 0 20

1 722 , 0 , 985 , 0 05 , 256 2 773 , 0 66 , 1

4987 , 0 7 , 0 4 , 5771

.

0 1

=

i i i

r G

M

p

k b

ϕ

= 584 Nm

.

Y Y 2Mtt.K

F w

w

F

m d b

Y

σ β

[ ]2 1

2 1

F

F F F

Y

σ σ

Trang 25

Theo bảng 6.18 trang 109 TTTK CTM tập 1ta đợc

4 1 614 , 0 097 , 1 10 05 , 256

1 lim 0

F FL

Trang 26

* kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc:

w w

H tt H

M H

d i b

i K M Z

Z

1 2 1

1

2

0 sin 112

1 65 , 2 , 02 , 1 05 , 256 2 784 , 0 705 , 1

σH<[σH] thoả điều kiện bền

e Kiểm nghiệm cho cặp bánh răng số lùi

1 Bánh răng số lùi ăn khớp với bánh răng trên trục trung gian

Mômen tính toán xác định từ động cơ

Trang 27

Hệ số tổn hao mômen cho thiết bị động lực ηth= 0,9

Mdc= Memax ηth= 284,5.0,9= 256,05 Nm

Mômen tính toán xác định theo bám:

138 55

, 6 982 , 1 176 , 1

4987 , 0 7 , 0 4 , 5771

.

0 1

=

i i i

r G

M

p L

k b

ϕ

= 1356 Nm

.

Y Y 2Mtt.K

F w

w

F

m d b

Y

σ β

[ ]2 1

2 1

F

F F F

Y

σ σ

Trang 28

KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.Theo bảng P.2.3 phục lục TTTK CTM ta có

KFV= 0,81

⇒ KF= 1,05.1,22.0,81= 1,037

4 , 3 62 28

4 1 65 , 0 037 , 1 10 05 , 256

1 lim 0

F FL

L H tt H

M H

d i b

i K M Z

Z

1 2 1

1

2

Trang 29

= α

0 sin 112

1 167 , 1 , 923 , 0 05 , 256 2 806 , 0 67 , 1

σH<[σH] thoả điều kiện bền

2 Bánh răng số lùi ăn khớp với bánh răng trên trục thứ cấp

4987 , 0 7 , 0 4 , 5771

.

0 1

=

i i i

r G

M

p

k b

ϕ

= 584 Nm

Trang 30

Bánh răng chủ động

V= Π.dw1nM/6000= 3,14.0,062.2500/6000= 0,08 m/s

2 2

1 F

.

Y Y 2Mtt.K

F wL

wL

F

m d b

Y

σ β

[ ]2 1

2 1

F

F F F

Y

σ σ

4 1 614 , 0 097 , 1 10 05 , 256

1 lim 0

σ

Trang 31

σ0lim là ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK CTM ta có σ0lim1= 420 Mpa = 420.106 N/m2 = 420 N/mm2

F FL

H tt H

M H

d i b

i K M Z

1

2

0 sin 112

Trang 32

KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có:

1 65 , 2 , 02 , 1 05 , 256 2 784 , 0 705 , 1

Trang 33

Phần IIITính Toán Thiết Kế Trục

I Chọn vật liệu chế tạo trục.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm các bon

III Khoảng cách giữa hai ổ đở trên trục:

* Đối với trục sơ cấp và trục trung gian:

240 164 0

32 , 39 18 0 16

32 39 18 , 0 16 ,

4 , 50 21 , 0 18 ,

ữ

≈ d

* Chọn khoảng cách giữa các gối đỡ và vị trí lắp bánh răng:

Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục thứ cấp đến

ổ đỡ phía sau trục thứ cấp :

- Số I: l1tc= 71 mm

- Số II: l2tc= 102 mm

- Số III: l3tc= 130 mm

+ Khoảng cách hai gối đỡ ltc= 210

Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục trung gian

đến ổ đỡ phía sau trục trung gian:

Trang 34

Lt = 30 mm

IV Tính toán trục hộp số:

* Xác định các lực từ bánh răng tác dụng lên trục ở các số truyền

2 10 05 , 256 160

2

=

= t t t

M r

M

* Lực hớng kính:

3 0

0 3

20 cos

18 , 21 10 2 , 3 cos

A Trục trung gian:

1 Tính trục khi ở số truyền 1:

- Mô men xoắn của trục:

2

0 3 0

1

0 cos

20 10 67 , 19 cos

Định dạng
Số trang	69
Dung lượng	0,98 MB