Đồ án thiết kế hệ truyền lực chính oto máy kéo (kèm bản vẽ)

lời nói đầuNền công nghiệp ôtô ngày càng một lớn mạnh cho ra đời nhiều loại mác xe có tính năng kinh tế kỹ thuật tiên tiến .Đó chính là kết quả của sự phát triển nghành khoa học ôtô tron

lời nói đầu

Nền công nghiệp ôtô ngày càng một lớn mạnh cho ra đời nhiều loại mác xe

có tính năng kinh tế kỹ thuật tiên tiến Đó chính là kết quả của sự phát triển

nghành khoa học ôtô trong đó "Kết cấu tính toán ôtô" là một bộ phận hợp thành khoa học nói trên.Đó là một môn khoa học nghiên cứu phơng án kết cấu động học

và động lực học của các cơ cấu và chi tiết chủ yếu của ôtô

Kết cấu tính toán ôtô là môn khoa học nghiên cứu nhằm đảm bảo cho ôtô hoạt động êm dịu ,dể dàng tính năng cao, kết cấu gọn gàng ,bố trí hợp lý làm giảmtrọng lợng ôtô và hình dáng bên ngoài giúp ôtô vợt qua đợc các chớng ngại vật dễ dàng

Truyền lực chính ,vi sai có tác dụng tăng mômen quay và để truyền chuyển

động quay dọc của động cơ thành chuyển động quay ngang của bán trục

Truyền lực chính đợc thiết kế sao cho :

+) Đảm bảo tỷ số truyền cần thiết ,kích thớc và trọng lợng nhỏ ,khoảng sánggầm xe đạt yêu cầu của tính năng thông qua

+) Có hiệu suất truyền cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và tốc độ quay.+) Đảm bảo vận hành êm dịu, không ồn, có độ bền lâu

1

phần I thiết kế truyền lực chính I- Thiết kế sơ bộ :

-Tỷ số truyền của bộ truyền lực chính i0 = 6,83

Sau khi tính toán ta tính đợc mS = 8,5

-Góc trực giao của các trục : δ =90

6 3 , 1 25 , 174

2

1 2

Z

Z k r

( )mm z

m

2

41 5 , 8 2

. 2

4> Góc giữa đờng pháp tuyến chung với trục của bánh bị động

a) Trị số gần đúng

b)Trị số chính xác

5>Góc giữa đờng trung bình chung thiết kế và trục của bánh răng bị động

6>Góc côn ban đầu của bánh răng chủ động

sin ϕ1 = (sinδ cosε cos ϕ2) - (cos δ sin ϕ2)

2

2 2

15 , 33 158

, 0

53 81 90 cos 25 , 174

7 , 69 cos

) cos(

.

=

⇒

= +

−

= +

−

ϕϕδ

η

r r

E tg

' 0

' 0 '

0 2

2 2

34 3 0625

, 0

57 2 cos 15 , 33 158

, 0

) 53 81 90 cos(

25 , 174

7 , 69

cos cos

) cos(

−

=

η η

η

η ϕ

ϕ δ η

tg

tg

r r

E tg

0

0

0 2

2

22 375

, 0 sin

) 53 , 80 cos(

) 53 , 80 90 cos(

0625 , 0 cos

) cos(

sin

ϕ

ϕ δ η

E

k z z

13> Môduyn pháp tuyến ở điểm giữa của răng

14>Khoảng cách của mặt phẳng trung bình của đuờng kính bánh bị động với trục

1.375.01

cos

sin.sin

'230222412

,0μ

2

tg

'390441034

,1379.0

926,03,

1sin

1 ).

cos cos cos

ε η

) ( 56 , 161 sin

cos cos

1 , 0 715

, 0

145 , 0 4 , 0 1 , 1 cos

1 , 1

715 , 0 15 , 33 2 cos

.

và bị động (chọn phụ thuộc vào CE’)

1> Hệ số chiều cao đầu răng của bánh bị động:

378 , 0 46 , 176

1 ) 20 ( ).

22 ( cos

53 , 16 5 , 0

sin 1

cos

5 ,

0

0

2

0 0

2

2

2 2

0 2 2

β γ

tg tg

r L

tg

S tg

U n

TB

( 648 , 28

118 , 118

028 , 83 969 , 0 196 , 1 243 , 0 18 , 35 5 , 0 56 , 23

sin cos

5 , 0

2

2

2

2 2 2

2 2

2 2

mm

L

L h

b

e

i d

=

Β

+ +

=

Β

+ +

Η

=

17>Chiều dài răng của bánh răng dọc theo đờng tạo côn

25> Đờng kính ngoài của bánh chủ động

De1 = 2.[(r1 + 0,5 b1 sinϕ1) + (hđ1 cosϕ1)]

5 , 89 5 , 86 ( ) 5 2 ( cos cos

sin

1

2 2

ϕ ε ϕ

ϕ : ΗÖ sè b¸m Chän ϕ = 0.7

Gb : Träng lîng b¸m

io : Tû sè truyÒn cña truyÒn lùc chÝnh

+ TÝnh theo b¸nh xe cña cÇu sau :

Lùc däc trôc : Q1 =P1 (tg α sin ϕ1 + sin β1 cosϕ1) /cosβ1

tt

i

r G

+) Đối với bánh răng bị động :

Lực vòng : P2 =(P1.cosβ2) / cosβ1 = 6606 (KG)

Lực dọc trục : Q2 = P2.[( tg α sin ϕ2 ) + (sin β2 cosϕ2)] /cosβ1

Q2 = 3894,3 (KG) Lực hớng kính : R2 = P2.[( tg α.cosϕ2) - (sinβ2 sinϕ2) ] /cosβ1

, 9

715 , 0 15 , 33 2

146 , 0 88 1 7 , 34 15 , 33 88 526 , 0

10 3 , 1 55 , 6 29

2 2

1

2

3 1

cm KG mm

1 cos sin

.

418

.

0

Rtd Rtd

b

E P

tx

α α σ

β δ

σ

cos sin

2 1

.

.

max

2

1 1

t

b

y

k i Me

s

d h u

chän d = 65 (mm) Tra b¶ng 14P s¸ch chi tiÕt m¸y chän chiÒu réng æ B = 33 (mm)

11

3

].[

2

x M

τ

d≥

( )mm

d ≥ 3 1690550,2.35= 62 , 27

+) L' : khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nón nhỏ

Tại tiết diện I-I ta có :

Do tại tiết diện I-I có Mu = 0 ;Mx =RAx 80 + P1.130 = 1325921 (KGmm)

( )KG P

R P

R

M

KG P

R P

R

M

KG r

Q r

Q R

R

M

KG R

r Q R

r Q R

R

BX BX

BX

BY

3 , 3187 80

50 0

50 80

3 , 8287 80

130 0

130 80

8 , 1042 80

50 R R 50 80

38 , 811 80

130

130 80 M

1 1

AX

1 Ax

1 AX

1 1 1

BY 1

1 1

AY

1 1 1 AY

1 1 1

AY BY

−

=

= +

0 σtd

M

d ≥

X 2 X

M KGmm M

KGmm R

M

KGmm R

M

M M

M

M M

.

; 285052

88638 85

.

5 , 270920 85

.

75 , 0

1 X UX

2 2

X 2 2

r by r ay

A

r1 p1I-I II-II

§èi víi b¸nh r¨ng c«n trong côm vi sai

5 Chän hÖ sè dÞch chØnh chiÒu cao ξS vµ hÖ sè dÞch chØnh tiÕp tuyÕn τ :

=> tra b¶ng ξS = 0,38 ; τ = f(i) =>τ2 = - τ1 = 0,1 (trab¶ng )

14

)(

2,965

,1.4.2

65,1154

45,11116

)(8016

.5

;5511.5

1614.5,1

115

.11.5.5,0

501

5,0

1

2

2 2

1 1

1 2

2 2

=+

m D

Z m D

Z i

Z

i m

L Z

S S

S

)(

54,4816

11.5.5,0

.5,

2 2 2

Z m

6.Mô đun ở tiết diện mặt đầu: ms =5

7 Hệ số chiều cao răng : fos = 1

8 Hệ số khe hở hớng kính : c'n = 0,188

9 Góc côn chia : ϕ1 = 34 030' với δ = 900 khi đó ϕ1 = arctgZ1/Z2

ϕ2 =90 0 - ϕ1 = 55 030'

10 Hàm tam giác lợng của các góc côn chia :

Sinϕ1 = 0,5665 ; cosϕ1 = 0,8240 ; sinϕ2 = 0,8211 ; cosϕ2 = 0,5693.

11.Hệ số dịch chỉnh chiều cao ở tiết diện đầu răng : ξs = ± 0,38

12 Hệ số dịch chỉnh tiếp tuyến :τ = 0,01

13.Số răng của bánh răng phẳng : Zc = Z2/ sinϕ2 = 16/0,8211 = 19,462.

14 Chiều dài đờng sinh hình côn chia : L = Zc.ms/2 = 48,656 (mm)

15.Chiều cao làm việc của răng : h1 = 2f0s ms = 10,00

ϕi2 = ϕ2 - γ2 = 41 021'

24 Đờng kính đỉnh răng : De1 = d1 +2h'1cosϕ1 = 66,37 (mm)

De2 = d2 +2h'2cosϕ2

25 Khoảng cách từ đỉnh đến mép ngoài của vành răng :

IV Kiểm tra điều kiện ăn khớp về mặt hình học của bộ truyền

1 Kiểm tra điều kiện không bị cắt chân răng và cháy răng

Đối với những bộ truyền khi thiết kế lấy các giá trị ξs và τ theo bảng chọn thìkhông cần kiểm tra nữa

2 Xác định góc ăn khớp nhỏ nhất ở tiết diện đầu răng αsmin mà không bị cắt chânrăng

tg

d H

mm h

tg

d H

15 , 25 sin

2

4 , 36 sin

2

2 2 2

2 2

1 1 1

1 1

ϕ ϕ

ϕ

γ α

tg tg

smin = arcsin

Vậy điều kiện góc ăn khớp nhỏ nhất ở tiết diện đầu răng đợc thoả mãn.

3 Kiểm tra không bị nhọn răng là xác định chiều răng ở phía côn ngoài tiết diện

a Hệ số trùng khớp prôphin mặt đầu xác định theo công thức

⇒εs = 1,1245 vậy thoả mãn điều kiện (1 ữ 1,25 )

2

2 min

2

0 0

1

1 min

1

20 '

15 19

20 '

43 19

n s

tg

tg arctg

tg

tg arctg

α ϕ

γ α

α ϕ

γ α

ϕ

α α

α α

ϕ ϕ

cos 2

cos arccos

.

cos ' 2 cos

.

1

1

h Zm

Zm

inv inv

Z m

s h m

Z

s

s

s s

e

e s

s

s s

os

s s

os s

Z Z

Z f

Z Z

f Z

α π ϕ ϕ

α

α π ϕ

α ξ

ϕ ϕ

α ξ

ϕ ε

cos

1 cos 2 cos

2

sin

cos

1 cos

2

cos cos

2 cos

2

cos cos

2

2

2 1

1

2

2 2 2

2 2 2

1 1 2 1 1

= ε s ε b εsε

PHầN III - CHọN ổ LĂN :

- Chọn ổ lăn cho trục chủ động của truyền lực chính :

+ Trục có tốc độ vòng quay n = nM / ih1 = 2250/6,55 = 343,5(v/p)

+ Đờng kính ngõng trục tại 2 ổ lăn : dI-I = 90 (mm) ;dII-II = 76 (mm)

+ Phản lực tại các gối đỡ :

+ Lực chiều trục trên bánh răng côn xoắn : Q1 = 5313,3 ( KG )

+ Nhiệt độ làm việc dới 1000C

+ Do trục có lực dọc trục tác dụng nên chọn ổ bi đỡ chặn

+ Dự kiến chọn loại ổ bi đõ chặn ký hiệu 36000 có góc β = 160

+Với dI-I = 90 chọn loại ổ bi đỡ chặn kí hiệu 36218 có

- D = 160 (mm) chiều rộng ; B = 30 (mm) chiều cao ; D2 = 139 (mm) ;

, 1042 3

, 3178 R

) ( 3 , 8287 38

, 811 3

, 8287 R

2 2

2 2

2 2

AY 2 AX

2

A

KG R

R

KG R

R

BY BX

= +

= +

=

Tài liệu tham khảo

1.Kết cấu tính toán ô tô ( Trơng đại học giao thông vận tải Hà Nội )

2.Hớng dẫn thiết kế cầu chủ động ( Trờng đại học giao thông vận tải Hà

19

B

q

Néi )

3.Híng dÉn thiÕt kÕ chi tiÕt m¸y ( NguyÔn v¨n LÉm )

20

21