đồ án thiết kế môn học kết cấu và tính toán ô tô

Truyền lực từ hộp số đến chỉ dùng một trục các đăng.. Giữa cầu trớc và cầu sau có thêm một trục các đăng.Truyền động đến các bánh xe của một cầu thông qua các bộ vi sai bánh xe.. Mômen t

mở đầu.

Kết cấu và tính toán ôtô là môn học chuyên ngành của ngànhcơ khí ôtô Môn học trang bị cho sinh viên những kiến thức cơ bản nhất về cácchi tiết, cụm, tổng thành của ôtô Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật,

ôtô cũng phát triển ngày càng đa dạng và hiện đại hơn Từ những kiến thức củamôn học, sinh viên có điều kiện nghiên cứu, tiếp thu và ứng dụng những côngnghệ tiên tiến của ngành ôtô

Bài thiết kế môn học này nhằm hai mục đích:

- Tìm hiểu sâu hơn một số kết cấu của ôtô

giới thiệu đề tài.

Thiết kế truyền lực chính và vi sai dạng kép thông qua của ôtô với các sốliệu sau

- Loại xe: Tải.

- Tải trọng tác dụng lên cầu trớc: Ga1 = 3800KG

- Tải trọng tác dụng lên cầu sau: Ga2 = 9225KG

Truyền lực chính kép thông qua là loại truyền lực chính sử dụng trên xe

ôtô có hai cầu sau chủ động Sơ đồ nguyên lý nh hình vẽ Truyền lực từ hộp số

đến chỉ dùng một trục các đăng Mômen đợc phân chia cho cầu giữa và cầu saunhờ bộ vi sai giữa hai cầu Giữa cầu trớc và cầu sau có thêm một trục các đăng.Truyền động đến các bánh xe của một cầu thông qua các bộ vi sai bánh xe

nguyên lý của truyền lực chính kép thông qua

Mômen từ hộp số qua các đăng truyền đến bộ vi sai giữa hai cầu Bộ visai giữa hai cầu có nhiệm vụ chia mômen thành hai phần: một phần cho truyềnlực chính cầu giữa, một phần cho truyền lực chính cầu sau Truyền lực chính mỗicầu đều có hai cặp bánh răng: Một cặp bánh răng côn để biến chuyển động quayquanh trục dọc thành chuyển động quay quanh trục ngang đồng thời tăng mộtphần tỷ số truyền; Một cặp bánh răng trụ để tăng tỷ số truyền và dẫn động vi saigiữa hai bánh xe Trục các đăng nối cầu giữa với cầu sau đảm bảo cho truyền lựcbình thờng khi hai cầu có dao động tơng đối Từ những phân tích trên ta thấy visai là một cơ cấu rất quan trọng của truyền lực chính kép thông qua Sau đây ta

sẽ phân tích nguyên lý của vi sai Dựa theo sơ đồ cơ cấu vi sai giữa hai cầu

Nạng chữ thập c quay với vận tốc c; kéo theo các bánh răng hành tinh 3;

bánh răng 1 quay với vận tốc 1 ; ống răng 2 quay với vận tốc 2 Vậntốc tơng đối của bánh răng 1,2 so với cần c là:

Tỷ số truyền giữa khâu 1 và khâu 2 là:

c

c c

1 12

c

c c

i i

) (

12 2

12 1

1 2

Khi hai cầu chuyển động cùng vận tốc thì 1  2  c

Đối với mômen ta có: M c M1 M2

Với M c: Mômen tại nạng c

2 )

( ) (

2 )

(

2 1

2 1

2 1 2

2 1 1

1

2 1 1

1

ms c c

ms c c

c ms

c c

M M M

M M M

M M

M M

2 1

12

1 2

12 2

12 1

) )(

1 (

) 1 (

i i i

i i

c

c c

2 2

2

1

Mms M

M

M M M

c

ms c

phần 3.

thiết kế truyền lực chính.

I Phân chia tỷ số truyền.

Tryền lực chính kép có hai cặp bánh răng ăn khớp Một cặp bánh răngcôn truyền lực từ các đăng ,một cặp bánh răng trụ để tăng tỷ số truyền từ trụctruyền lực chính vào vi sai

Tỷ số truyền đợc phân nh sau:

- Cấp I: Tỷ số truyền của cặp bánh răng côn: i1 1,7125

- Cấp II: Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ: i2 4

II Chọn vật liệu.

Truyền lực chính làm việc trong điều kiện rất khó khăn, đòi hỏi các bánhrăng, các trục chịu lực, chịu ma sát rất lớn Do vậy vật liệu chế tạo phải là cácloại thép có cơ tính cao

Đồng thời do yêu cầu đồng nhất trong thiết kế và chế tạo, ta chọn vậtliệu chế tạo bánh răng và vật liệu chế tạo trục nh nhau

Chọn vật liệu là thép hợp kim có kí hiệu: 25  - thấm các bon, cơ tính

nh sau:

60 950

1150

F

FL FC u

u

.

0 lim



Trong đó:

0 lim

1 1380





 

0 lim

1.Định đờng kính chia ngoài bánh răng côn chủ động

Theo công thức(6-52b) – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí -TrịnhChất, Lê văn Uyển; ta có:

).

1 (

.

tx be be

H d

e

i K K

K T K

7125 , 1 3 , 0 2

.1

Là mômensinh ra trên trục chủ động

i1: tỷ số truyền của hộp số ở tay số I i1= 6,17

CK: Hiệu suất cơ khí CK= 0,89

d e 120 , 65mm

1150 7125 , 1 3 , 0 ).

3 , 0 1 (

1 , 1 75 , 1304183

5 ,

K T i

K R

tx be be

H R

1 2

).

1 (

.

1

3 , 0 1 (

1 , 1 75 , 1304183

1 7125 , 1 75 ,

2 2

; 18

28 , 30 ) 7125 , 1 / 1 ( )

/ 1 (

0 0

0 2

0 1

7 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt răng của bộ truyền phải nhỏ hơnmột giá trị ứng suất cho phép Theo công thức (6-58):

 tx

m

H H

M tx

d i b

i K T Z

Z

85 , 0

1

2

31 , 1

cos ) / 1 / 1 (

2 , 3 88 , 1 [

; / 1

2 1

K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,trị

số của nó phụ thuộc vào cấp chính xác và vận tốc vòng Chọn cấp chính xác 8;tra bảng (P.2.3) có: K HV = 1,05

 K H = 1,1.1,05.1,05 = 1.21

85 , 0 103 7125 , 1 36

1 7125 , 1 21 , 1 75 , 1304183

2 874 , 0 42 , 1

Vậy  tx tx , bộ truyền đạt yêu cầu về độ bền tiếp xúc

8 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn

Để đả bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răngkhông đợc vợt quá một gia trị ứng suất cho phép Theo công thức (6-65) có:

m nm

F F

u

d m b

Y Y Y K T



1

1 1

1

85 , 0

2

Trong đó:

K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F K F.K F.K FV Với:

K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vànhrăng.Tra bảng (6-21) có: K F =1,15.

K F: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp Tra bảng (6-14) có: K F=1,13

K FV : Hể số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.Tính theo công thức: K FV  1 v F.b.d m1/ 2 T1.K F K F= 1.08

, 566

103

5 , 4 36 85 , 0

08 , 4 71 , 0 76 , 0 4 , 1 75 , 1304183

2

1

1

Mpa Mpa u

Tõ nh÷ng tÝnh to¸n trªn ta cã c¸c th«ng sè c¬ b¶n cña bé truyÒn b¸nhr¨ng c«n xo¾n nh sau:

- ChiÒu dµi c«n ngoµi: R e  120mm

mm d

- ChiÒu cao r¨ng ngoµi: h e  2 cos m.m tm 0 , 2 m tm  10mm

- ChiÒu cao ®Çu r¨ng ngoµi:

mm h

m h

mm h

Z i

x

m x

h

ae tm m ae

ae

m n

tm m n

m ae

38 , 3

cos 2

; 35 , 5

2 , 0

cos ) / 1 1 ( 2

; ).

cos (cos

1 2

1

1

3 2

1

1 1

d

d ae e 2 ae cos 121 2 5 , 35 cos 30 , 28 0 130 , 24

1 1 1

d ae d e 2 h ae cos 208 2 3 , 38 cos 59 , 72 0 211 , 4mm

2 2 2

- ChiÒu cao ch©n r¨ng ngoµi:

- h h h h h h mm mm

ae e fe

ae e fe

62 , 6 38 , 3 10

65 , 4 35 , 5 10

2 2

1 1

Trong đó :  ,ai fi: Góc đầu răng và góc chân răng.

16 , 3 ) 120

62 , 6 ( )

(

22 , 2 ) 120

65 , 4 ( )

(

6 , 1 ) 120

38 , 3 ( )

(

55 , 2 ) 120

35 , 5 ( )

(

0 2

1

0 1

1

0 2

2

0 1

h arctg

arctg R

h arctg

arctg R

h arctg

arctg R

h arctg

e

fe f

e

fe f

e

ae a

e

ae a

06 , 28 22 , 2 28 , 30

32 , 61 6 , 1 72 , 59

83 , 32 55 , 2 28 , 30

0 2

2 2

0 1

1 1

0 2

2 2

0 1

1 1

f f

a a

a a

K a

ba tx

H T a

.

).

1 (

K a: Hệ số xét đến loại vật liệu làm bánh răng.Tra bảng (6-5) có:

07 , 1 6 , 2233414 ).

1 4 (

3 Định số răng.

Theo công thức (6-31) có:

) 1 (

cos 2

1





i m

a

 : Góc nghiêng của răng; Sơ bộ chọn   16 0



88 4 22

22 )

1 4 (

4

16 cos 232 2

1 2

Tính lại góc nghiêng:

0

1

5 , 18

945 , 0 232

2

) 1 4 (

4 22

2

) 1 (

cos

Tính chiều rộng vành răng: b w a w.ba  232 0 , 36  83 , 5mm.

Tính đờng kính vòng chia:

2 , 371 5

, 18 cos

88 4 cos

.

8 , 92 5 , 18 cos

22 4 cos

.

0

2 2

0

1 1

mm Z

m d

mm Z

m d

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt răng của bộ truyền phải nhỏ hơnmột giá trị ứng suất cho phép Theo công thức (6-33):

w w

H T H

M tx

d i b

i K M Z

Z

1

) 1 (

2

7 , 1 4

7 , 1 ) 1 1 ( 2 , 3 88 , 1

3 4

2 1

K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức (6-39) có:

K H K H K H K HV. Trong đó:

K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng Tra bảng (6-21) có: K H = 1,07.

K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôibánh răng đồng thời ăn khớp.Tra bảng (6-14) có: K H= 1,05

K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,trị

số của nó phụ thuộc vào cấp chính xác và vận tốc vòng Chọn cấp chính xác 8;tra bảng (P.2.3) có: K HV = 1,05

, 92 4 5 , 83

) 1 4 (

2 , 1 6 , 2233414

2 876 , 0 5 , 1

Mpa

Mpa

tx tx

Vậy cặp bánh răng đạt yêu cầu về độ bền tiếp xúc

5 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn

Để đả bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răngkhông đợc vợt quá một gia trị ứng suất cho phép Theo công thức (6-43) có:

w w

F F

T

Y Y Y K M



.

2

K F: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp Tra bảng (6-14) có: K F=1,22

K FV : Hể số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.Tính theo công thức: K FV  1 v F.b.d m1/ 2 T1.K F K F= 1.08.

 K F= 1,16.1,22.1,08 = 1,53

140

5 , 18 1 140

0 0

1 1

8 , 92 5 , 83

08 , 4 866 , 0 588 , 0 53 , 1 6 , 2233414

2

Mpa

Mpa

u u

- Tỷ số truyền: i= 4

- Đờng kính vòng chia:

2 , 371 5

, 18 cos

88 4 cos

.

8 , 92 5 , 18 cos

22 4 cos

.

0

2 2

0

1 1

mm Z

m d

mm Z

m d

1 1

mm m

d d

mm m

d d

1 1

mm m

d d

mm m

d d

V Thiết kế trục.

Trục trong truyền lực chính chịu tải rất lớn Nó có nhiệm vụ mang bánhrăng và truyền mômen Để hệ thống làm việc tốt, trục cần đảm bảo các yêu cầucông nghệ

1 Chọn vật liệu chế tạo

Ta chọn vật liệu chế tạo trục giống vật liệu chế tạo bánh răng Chọn vật liệu là thép hợp kim có kí hiệu: 25  - thấm các bon, cơtính nh sau:

60 950

1150

Đờng kính sơ bộ của trục: Theo công thức (10-9) có:

  .

2 , 0

3 T mm

d k k



 ; Trong đó:

T k :Mômen xoắn ở trục thứ k

  : ứng suất xoắn cho phép Với thép hợp kim :   =12  20 Chọn   = 17Mpa

- Trục chủ động: T 1 1304183,75N.mm.

73 , 5

17 2 , 0

75 , 1304183

mm N T

74 , 82 17

2 , 0

6 , 2233414

6 , 2233414

3 2

5 , 0

5 , 163 5 , 83 10 2 40

2

75 , 71 10 ) 5 , 83 40 (

5 , 0 )

.(

5 , 0

1 0 2

3

2 1 0 2

1 2 0 1

mm b

b l

l

mm b

k b l

mm k

b b l

4 , 24413 )

28 , 30 cos 40 sin 28 , 30 sin 20 (

40 cos 25324

).

cos sin sin

.(

cos

0 0

0 0

0 1

1 1

1 1

N tg

28 , 30 cos 40 sin 28 , 30 cos 20 (

40 cos 25324

).

cos sin cos

( cos

0 0

0 0

0 1

1 1

1 1

N tg

20 ( )

cos

arctg tg

4 , 26806 5

, 18 cos

7 , 27 48134

7 , 27 ) 232

21 cos 220 arccos(

0

0 2

0 0

N

tg R

Coi trục nh một dầm thuần tuý, các lực đặt vào giữa bánh răng, các ổ

bi coi nh các gối đỡ Ta tính phản lực lên gối bằng ng trình cân bằng mômen vàphơng trình cân bằng lực

Chọn hệ tạo độ : OXYZ nh hình vẽ ta có:

Theo phơng Y:

6 , 18323

5 , 163

4 , 26806 75 , 71 3 , 24423 5 , 201

.

0

.

0

2

2 1 1 3

1 3 2

2 1

N Y

l

R l R l Y

R l Y l R l M

A A

A YB

4 , 26806 6

, 18323 3

, 24413

0 0

1 2

1 2

N Y

R Y R Y

R Y R Y Y

B

A B

A B

7 , 52332 5

, 163

25324 5 , 201 48134 75 , 71

.

0

.

; 0

2

1 3 2 1

1 3 2

2 1

N l

P l P l X

P l X l P l M

A

A BX

, 52332 48134

25324

0 0

2 1

1 2

A B

X P P X

P X P X X

, 71 4 , 26806 7

, 1128677

7 , 592543 )

75 , 71 2 5 , 163 (

7 , 26806 7

, 1128677

).

2 (

2 2 2

48134 3

, 1515740

).

2 (

.

1 2 2

mm N M

l l P l X M

l l z

xCA

B xCA

nã chÝnh b»ng m«men trªn trôc

, 2233414

75 , 0 5831759

6 , 2233414

5831759 3052037

8 , 4969354

; 75 , 0

2 2

2 2

2 2

2 2

mm N M

mm N M

mm N M

M M

M M

M

td x

uy ux u

x u

5144145

Chọn d = 86 mm

e.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Tại các tiết diện chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn, hệ số an toàn vềmỏi s phải thoả mãn điều kiện:

 s

s s

s s





2 2

s : Hệ số an toàn khi xét riêng về uốn.

.

1

m a

25 , 0

460 1150 4 , 0

4 , 0

5 , 0

.

; 0

0 max

max

W T W M

a m

a m

W ,W0:Mômen cản uốn và mômen cản xoắn của tiết diện trục

ở đây ta tính cho tiết diện lắp bánh răng trụ của trục bị động, ta có:

/ 95 , 8 124826

6 , 2233414

5 , 0

/ 44 , 98 62413 5144145

124826 16

86 14 , 3 16

.

Ư

62413 32

86 14 , 3 32

.

Ư

6 , 2233414

5144145

3 3

3 0

3 3

3

mm N

mm N

mm d

W

mm d

W

Nmm M

T

mm N M

M

a m a

x td

9 , 17 27 , 3

9 , 17 95 , 8 1 , 0 95 , 8 59 0 1 , 1 1

5 , 287

27 , 3 44 , 98 0 44 , 98 7 , 0 1 , 1 1

Đờng kính tại tiết diện lắp bánh răng chọn d Ibr 75mm.

Đờng kính tại tiết diện đặt ổ lăn, chọn: d Iol 80mm.

- Trục II: Mọi tiết diện đều chọn d  85mm. Chỉ tạo rãnh then

tại tiết diện lắp bánh răng côn còn lắp bánh răng trụ bằng ép nóng hoặc chếtạo liền trục

Dựa vào đờng kính trục, ta chọn then có các kích thớc;

4 , 5

; 9

; 14

; 22

2

t

mm h

mm b

1

1

83 , 11

; 8

; 5 , 1

; 4

5 , 44

; 35

; 41

; 190

; 180

; 85

mm r

mm t

mm c

mm B

mm D

mm D

mm d

ổ trục có ký hiệu : 7316 Với các kích thớc:

83 , 11

; 5 , 1

; 4

; 44

; 35

; 40

175

; 80

0 1

t c

B

mm D

mm d

Và ổ đũa trụ ngắn có ký hiệu :2616 Với các kích thớc:

4

; 12

60

; 175

; 80

mm r

mm b

mm B

mm D

mm d

Trong bộ vi sai có 4 bánh răng hành tinh và 2 bánh răng bán trục Tỷ

số truyền của vi sai là tỷ số truyền của một cặp bánh răng hành tinh – vi sai ănkhớp Chọn i= 2

Loại truyền động là bánh răng côn răng thẳng Coi bánh răng vi sai làchủ động, bánh răng bán trục là bị động

2 Định đờng kính chia ngoài bánh răng côn chủ động

1 (

.

tx be

H d

e

i K

K T K

M

T vs .

2

7 , 8933658

2 3 , 0 ).

3 , 0 1 (

7 , 558353

2

) 1

(

.

1

tx be be

H R

e

i K K

k T i

K R

3 , 0 1 (

1 , 1 4 , 558353

1 2

4 Định số răng.

Dựa vào đờng kính chia ngoài, tra bảng ta chọn số răng nh sau:

34 17 2

56 , 26 ) 2

1 ( )

1 (

90

0 1

0 2

0 1

0 2 1

i K T Z

Z Z

tx tx

tx m

H H

M tx

1150 2

, 867 85

, 0 88 2 68 , 34

5 2 , 1 7 , 558353

2 87 , 0 42 , 1 274

85 , 0

1

2

2

1 2

2 1

9 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn

Theo công thức ứng suất uốn:

  645 , 16

267 88

5 68 , 43 85 , 0

8 , 4 714 , 0 76 , 0 4 , 1 7 , 58353

2

85 , 0

2

1

1

1 1

1

Mpa

Mpa d

m b

Y Y Y K T

u u

m

F F

Vậy bộ truyền đạt yêu cầu về độ bền uốn

10 Tính trục cho bánh răng hành tinh

Theo công thức:  

63 , 42 17

1 , 0

7 , 558353

1 , 0

3

mm d

T d

mm d

1

mm d

i d

mm d

m m

- ChiÒu cao r¨ng ngoµi: h e 2.m0,2.m11mm.

- ChiÒu cao ®Çu r¨ng ngoµi: h ae1  ( 1 x n).m cos m;

4 , 3 6 , 6 5 2

2

6 , 6 5 ).

32 , 0 1 (

32 , 0 22

1 ) 4

1 1 (

2

cos ).

1 1 ( 2

1 2

1

1

3 2

mm h

m h

mm h

Z i

x

ae ae

ae

m n

2

6 , 116 6 , 6 2 4 , 103

2

2 2

2

1 1

1

mm h

d d

mm h

d d

ae e

ae

ae e

1 1

mm h

h h

mm h

h h

ae e fe

ae e fe

76 , 3 ) 6 , 115

6 , 7 ( )

(

18 , 2 ) 6 , 115

4 , 4 ( )

(

685 , 1 ) 6 , 115

4 , 3 ( )

(

27 , 3 ) 6 , 115

6 , 6 ( )

(

0 2

1

0 1

1

0 2

2

0 1

h arctg

arctg R

h arctg

arctg R

h arctg

arctg R

h arctg

e

fe f

e

fe f

e

ae a

e

ae a

77 , 59 67 , 3 44 , 63

38 , 24 18 , 2 56 , 26

125 , 65 685 , 1 44 , 63

83 , 29 27 , 3 56 , 26

0 2

2 2

0 1

1 1

0 2

2 2

0 1

1 1

f f

a a

a a

tài liệu tham khảo.

1 Kết cấu và tính toán ôtô -ĐH GTVT

2 Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp – Tập 1,2

3 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất , Lê VănUyển

4 Lý thuyết ôtô - Nguyễn Hữu Cẩn