tkmh thiết kế hộp số 2 troc 4 số cho xe con

Xác định khoảng cách giữa hai trục Khoảng cách trục A đợc xác định theo biểu thức : 3 max.. Xác định số răng các bánh... Tính lại chính xác khoảng cách truc A... Tính toán sức bền.. Tín

Thiết kế môn học

Kết cấu- tính toán ô tô

Thiết kế: Hộp số – Phơng án 1

Số liệu :

Loại hộp số : 02 trục

Memax = 7.6 (kGm)

Ga = 1160(kG)

Nemax = 41 (ml)

Tỷ số truyền : i1= 3.8 i3= 1.4

i2= 3.12 i4= 0.96

i0= 4.125 il= 4.16

I Chọn sơ đồ hộp số thiết kế

Ký hiệu các cặp bánh răng :

o o

o o

o o

o o

R

I

II

1 I

2 3

4

- Cặp bánh răng cài số 1 :

Bánh chủ động : 1 Bánh bị động : 1’

- Cặp bánh răng cài số 2 : 2 và 2’

- Cặp bánh răng cài số 3 : 3 và 3’

- Cặp bánh răng cài số 4 : 4 và 4’

II Thiết kế hộp số.

1 Xác định khoảng cách giữa hai trục

Khoảng cách trục A đợc xác định theo biểu thức :

3

max Me

c

A=

Chọn C=16.0

Memax - Mô men cực đại của động cơ (Nm)

Memax = 7.6 kGm = 76 Nm

Ta có : A=16.0.3 76 =68.0 (mm)

2 Chọn mô đun bánh răng m

Đợc xác định theo công thức kinh nghiệm

m = (0.032 ữ 0.04).A

= (0.032 ữ 0.04).68

= (2.176 ữ 2.72)

 Chọn m= 2.5 (mm)

3 Chọn sơ bộ góc nghiêng của tất cả các bánh răng

β = β1 = β2 = β3 = β4 = 300ữ 500

(Đối với ô tô con) Chọn β = 30 0 => Cos β =0.866

4 Xác định số răng các bánh.

Đối với hộp số 2 trục :

) 1 (

cos 2

i m

Z

hi n

i i

A

+

Zi’ = Zi.ihi

Trong đó :

mn : Mô đun pháp tuyến của răng

βi : Góc nghiêng của răng ở số thứ i

ihi : Tỷ số truyền ở số thứ i Thay số ta lập đợc bảng sau :

- Tính loại tỷ số truyền :

'

Z

Z

i=

Ta có :

5 Tính lại chính xác khoảng cách truc A.

Sử dụng công thức:

β

Cos

Z Z m

) ( + '

=

Ta đều có : A1= A2= A3= A4= A = 68 (mm)

Do đó không cần tiến hành dịch chỉnh bánh răng

6 Thông số của bánh răng

mn = 2.5 mm ts = 9.06

β = 300 tn = 7.85

ms = 2.88 α= 200

III Tính toán sức bền.

1 Chế độ tải trọng tính toán.

a Mô men truyển từ động cơ :

Memax = 76 Nm

b Mô men theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến :

i i

r G M

h

bx

1 0

max

. ϕ

ϕ

ϕ

=

Trong đó :

ϕmax : Hệ số bám cực đại Chọn ϕmax = 0,8

Gϕ : Trọng lợng bám

Xe 4x4 => Gϕ = 1160 kG Bánh xe : 6.15 ữ 13

299 4

25 )

2

12 15 6 ( 93

=

Ta có :

7 , 17 8

, 3 125 , 4

299 1160 8 , 0

max = =

Ta thấy : ϕmax > Memax

Chọn MT =M4

t4 =73 (Nm)

2 Lực tác dụng lên các bánh răng

- Lực vòng :

m

M n

T

Z

P

.

cos

=

- Lực hớng kính :

β

α

tg

tg P

- Lực dọc trục:

β

tg P

Ta tìm đợc bảng số liệu sau:

3 Tính bền bánh răng

a Tính sức bền uốn

Công thức :

k m k

k k k

ntb gc

TP c ms d u

β

π

Điều kiện :

[ ]u

[ ]







=

1500

3500

u

σ

Trong đó :

b : Chiều rộng làm việc của bánh răng

y : Hệ số dạng răng

kd : Hệ số tải trọng động

kd =1.5 ữ 2.0 Chọn kd = 1.7

kms: Hệ số tính đến ma sát

Bánh chủ động kms = 1.1 Bánh bị động kms = 0.9

kc : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phơng pháp lắp bánh răng trên trục Chọn kc = 1

kTP: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bớc răng khi gia công gây nên

kG/cm 2 đối với số I và số II kG/cm 2 đối với số III và số IV

kTP số thấp =1.1 đối với số I và số II.

kTP số cao =1.3 đối với số III và số IV

trục đối với độ bền của răng Chọn kβ = 1.5

Kgc : Hệ số tính đến ứng xuất tập trung ở các góc lợn của răng

do các phơng pháp gia công gây nên

Với các góc lợn đợc mài, kgc = 1

Tra bảng ta có hệ số dạng răng của các bánh răng nh sau :

- Bánh 1:

b = 30 mm = 3 em

m = 2.5 mm = 0.25 cm

y = 0.105

kđ = 1.7

kms = 1.1

kc = 1

kTP = 1.1

kβ = 1.5

kgc = 1

5 , 1 105 , 0 25 , 0 14 , 3 3

7 , 505

1 , 1 1 , 1 7 , 1

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σu1≤[ ]σ u = 3500 kG/cm2

- B¸nh 1’:

5 , 1 154 , 0 25 , 0 14 , 3 3

7 , 505

1 , 1 1 , 1 7 , 1

1

- B¸nh 2:

117 , 0 5 , 1 25 , 0 14 , 3 3

7 , 459

1 , 1 1 , 1 7 , 1

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σu2≤[ ]σ u = 3500 kG/cm2

- B¸nh 2’

152 , 0 5 , 1 25 , 0 14 , 3 3

7 , 459

1 , 1 1 , 1 7 , 1

2

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σu'2≤[ ]σ u

- B¸nh 3 :

098 , 0 5 , 1 25 , 0 14 , 3 3

8 , 525

1 , 1 1 , 1 7 , 1

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σu3≤[ ]σ u

- B¸nh 3’:

σu'3= 995 kG/cm2

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σu'3≤[ ]σ u

- Bánh 4:

146 , 0 5 , 1 25 , 0 14 , 3 3

7 , 210

9 , 0 3 , 1 7 , 1

Thoả mãn điều kiện : σu4≤[ ]σ u

- Bánh 4’:

σu'4= 852 kG/cm2

Thoả mãn điều kiện : σu'4≤[ ]σ u

b Tính sức bền tiếp xúc

áp dụng công thức :

) 1 1 ( cos sin '

cos

148 , 0

2

1 r r

b

E P

α α

β

σ

Trong đó :

E : Sức bền đàn hồi CHọn E= 2,1 kG/cm2

r1,r2 : Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bị động

α : Góc ăn khớp Lấy α = 200

β : Góc nghiêng của răng Lấy β = 300

b’ : Chiều dài tiếp xúc của răng

6 , 34 866 , 0

30 cos

β

b

Điều kiện : σtx≤[ ]σ tx = 12000 gK/cm2

5 , 10 ) 6 , 10

2 5 , 2

2 ( 32 , 0 46 , 3

1 , 2 7 , 505 866 , 0 418 ,

0

'

1

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : αtx1−1'≤[ ]α tx

66 , 9 ) 4 , 10

2 2 , 3

2 ( 32 , 0 46 , 3

1 , 2 7 , 459 866 , 0 418 , 0

'

2

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σtx2−2'≤[ ]σ tx

15 , 6 ) 8 , 7

2 8 , 5

2 ( 32 , 0 91 , 3

1 , 2 8 , 252 866 , 0 418 , 0

'

3

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σtx3−3'≤[ ]σ tx

57 , 5 ) 6 , 6

2 9 , 6

2 ( 32 , 0 91 , 3

1 , 2 7 , 210 866 , 0 418 , 0

'

4

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn : σtx4−4'≤[ ]σ tx

4 Tính toán trục hộp số

a Sơ đồ phân tích lực

b Chọn sơ bộ kích thớc các trục

3 max

1 10 , 6 M

Với Memax = 76 Nm

l1 = d1/0,18 = 45/0,18=250 (mm)

d2 = 0,45.A = 0,45.68 = 30,6 (mm) Lấy l2 = 250 (mm)

c Tính phản lực lên các gối

Với sơ đồ phân tích lực, ta xác định phản lực tác dụng lên các gối khi cài từng tay số

Có 1-2-3-4 lần lợt là vị trí các bánh răng 1-2-3-4 trên trục sơ cấp và thứ cấp

Z

Y

X

I

B

B

Pa1

Pr1

P1

II

Pa2

P2

Pr2

l

A B

Khi cµi sè 4 :

P4 = 210,7 kG

Pr4 = 133,7 kG

Pa4 = 121,8 kG

0

=

∑ mAY ⇔ YB.250 –Pr4.38 = 0

∑Y = 0 ⇔ Pr4 = YA + YB

⇔ YA = Pr4 – YB = 113,37 (kG)

0

=

∑ mAY ⇔ XB.250 – P4.38 = 0

∑X = 0 ⇔ P4 - XA - XB = 0

⇔ XA = P4 - XB =178,67 (kG)