Tính toán vi sai

Tính toán vi sai

Chương: tính toán bền một số chi tiết.

1 Tính toán trục truyền moment tới bánh răng chủ động trong cơ cấu vi sai

Đối với trục này ta chỉ cần tính toán đường kính trục cần thiết, không cần tính chiều dài của trục do trục này chịu moment xoắn là chủ yếu

Chọn vật liệu làm trục là thép C45, CT6 có [ b] 600MPa,[  1]=260 MPa, ứng suất uốn cho phép là 70 MPa, ứng suất cho phép [ ] 20MPa  

Đường kính trục xác định theo ứng suất xoắn có dạng:

3 5

[ ]

T d





Với T: Moment xoắn tác dụng lên trục Moment truyền từ động cơ khoảng 25Nm.

d: đường kính trục, mm

Từ đó ta có:

3 5.25.1000

18,4 20

Ta chọn đường kính trục dmin=28mm

2 Tính toán bánh răng côn trong cơ cấu vi sai

Moment xoắn trên trục quay của bánh dẫn là: T1 25000 Nmm, tỷ số truyền u  2,9, số

vòng quay 1500 vòng/phút

Chọn vật liệu bánh dẫn và bánh bị dẫn Ta chọn thép 45Cr, dựa vào bảng 6.13 ([1], p.220) đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB 1 350, đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB 2 300.

Chọn hệ số tuổi thọ cho các bánh răng:

HL HL FL FL

Với: KHL1: Hệ số tuổi thọ tính theo ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh dẫn.

1

FL

K : Hệ số tuổi thọ tính theo ứng suất uốn cho phép của bánh dẫn.

Dựa vào bảng 6.13 ([1], p.220), giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

0 limH 2 HB 70

0 lim1H 2.350 70 770 MPa

Và 0 lim 2H  2.300 70 670   MPa

0 limF 1,8 HB

0 lim1F 1,8.350 630 MPa

Và 0 lim 2F  1,8.300 540  MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

  0 limH 0,9

H

K s



Trong đó: 0 limH : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở

HL

K : hệ số tuổi thọ theo độ bền tiếp xúc

H

s : hệ số an toàn, khi tôi cải thiện s H 1,1.

Do đó:

 1

770.0,9

.1 630 1,1

 1

670.0,9

.1 548,2 1,1

Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép  H   H2  548,2 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

  0 limF . FC

F

K K s



Trong đó: F: Giới hạn mỏi uốn

F

s : Hệ số an toàn trung bình Chọn s F 1.75

0.7 0.8

FC

K   khi quay 2 chiều, chọn KFC  0.75

FL

K : Hệ số tuổi thọ theo độ bền uốn.

 1

630.0,75

.1 270 1,75

 2

540.0,75

.1 231,4 1,75

Do đó:  F   F2  231,4 MPa

Chọn hệ số chiều rộng vành răng be  0,285 Trục được lắp trên ổ đũa côn, ta chọn sơ bộ

hệ số tải trọng tính KH  1,3

dựa theo bảng 6.18 ([1], p.247) với beu / (2  be) 0,482  Tính toán đường kính d 1theo công thức:

1 3

0,85(1 0,5 )

H e

T K d

u



  





3

25000.1,3

0,85(1 0,5.0,285) 0,285.2,9.548,2

e

 Theo bảng 6.19 ([1], p.249), ta chọn số răng z 1p 16

, theo độ rắn ta chọn

1 1,3 1p 1,3.16 20.8

Chọn z 1 21 răng.

2 2,9.21 60,9

z   , chọn z 2 61 răng.

Module

1 1

56,4

2,7 21

e

d

z

, chọn m  3theo tiêu chuẩn.

Tính toán lại tỷ số truyền

2 1

61 2,905 21

z u z

Sai lệch  2,905 2,9 100% / 2,9 0,2    % nằm trong khoảng cho phép

Góc mặt côn chia

1

20 2,905

o

u

 

Các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn:

Đường kính vòng chia ngoài:

3.21 63 3.61 183

e e

e e

Module vòng trung bình: mm  me(1 0,5  be) 3.(1 0,5.0,285) 2.5725    mm

Đường kính vòng chia trung bình:

2,5725.21 54,02 2,5725.61 156,92

m m

Chiều dài côn ngoài:

1 2 0,5 0,5.3 21 61 96,77

Chiều rộng vành răng: b R  ebe  96,77.0,285 27,58  mm, chọn b  28 mm

Vận tốc vòng bánh răng tính theo đường kính vòng chia trung bình:

.54,02.1500

4,243 /

m

d n

Dựa theo bảng 6.3 ([1], p 203), chọn cấp chính xác 7 với vận tốc vòng tới hạn vgh  6 / m s

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng

Trong mối ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn có các lực tác dụng sau đây: lực vòng Ft,

lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa Độ lớn các lực tác dụng lên bánh dẫn như sau:

1 1

1 1 1

925,6 54,02

925,6

985

cos 925,6 20 cos20 316,6 sin 925,6 20 sin 20 115,22

t

m t

r t

a t

T

d F



Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có chiều ngược lại, do đó.

2 1, 2 1, 2 1

Tính các hệ số tải trọng tính

Hệ số tải trọng tính theo độ bền tiếp xúc:

H H H H

Trong đó: KH: Hệ số tải trọng tính theo độ bền tiếp xúc.

H

: Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng

H

K : Hệ số tải trọng động tính theo độ bền tiếp xúc

1

H

K   : Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng tính theo độ bền tiếp xúc

Giá trị KH  1,3

được tra trong bảng 6.18 ([1], p 246)

Giá trị KH  1,10được tra trong bảng 6.17 ([1], p 245)

Từ đó suy ra K H 1,1.1,3.1 1,43 

Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn:

F F F F

K  K K K  

Trong đó: KF: Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn.

F

: Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng

F

K : Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn

1

F

K   : Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng tính theo độ bền uốn

Giá trịKF   1  KH  1 1,5 1,45  

Giá trị KF  KH  1,10

Do đó: K F 1,1.1,45.1 1,595 

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

2 1

2

0,85

H

H H M

m

Z Z Z

d bu



Với ZH: Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, do 20o

  nên Z H 1,76

M

Z : Hệ số cơ tính vật liệu, cả 2 bánh răng đều bằng thép nên ZM  275 MPa12

Z: Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc, khi   1,2thì Z  0,96

0,85: Hệ số kinh nghiệm xét đến giảm khả năng tải của bộ truyền bánh răng côn so với

bánh răng trụ

2 2

2.25000.1,43 2,905 1

0,85.54,02 28.2,905

Giá trị H   H  548,2 MPa thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

Số răng tương đương với bánh răng thẳng răng trụ:

1 1

1 2 2

2

21

22,35

61

178,35

o

o

z z

z z









Hệ số dạng răng YF:

Đối với bánh dẫn:

1

1

22,35

F

Y

z

Đối với bánh bị dẫn:

2

2

178,35

F

Y

z

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

Đối với bánh dẫn:

 1

1

270

66,5 4,06

F F

Y



Đối với bánh bị dẫn:

 2

2

231,4

65,3 3,544

F F

Y



Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn do có độ bền thấp hơn

Ứng suất uốn tính toán:

2 2

2 0,85.

F t F F

m

Y F K bm

Trong đó: F: ứng suất uốn tính toán.

2

F

Y : Hệ số dạng răng tương đương bánh răng trụ răng thẳng.

2

t

F : Lực vòng tác dụng lên bánh bị dẫn, Ft2  925,6 N

F

K : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn K F 1,595.

Từ đó, ta có:

2

3,544.925,6.1,595

85,46 0,85.28.2,5725

Giá trị F2  85,46 MPa  231,4 MPa   F

Do đó điền kiện độ bền uốn được thỏa

3 Tính toán trục truyền chuyển động quay tới bánh xe

Tương tự trục truyền chuyển động quay từ động cơ tới bánh răng chủ động trong cơ cấu vi sai, trục truyền chuyển động quay từ cơ cấu vi sai tới bánh xe chủ yếu là truyển moment xoắn

Do đó ta chỉ cần xác định sơ bộ đường kính trục

Moment truyền tới trục có độ lớn T2  T1 25000 Nmm

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi, có ứng suất uốn cho phép     75MPa, do đó

ứng suất xoắn cho phép     0,5     0,5.75 37,5MPa 

Từ đây suy ra  

2 3

14,94 37,5

T



Để đảm bảo kích thước ta chọn trục có đường kính d mm 

4 Tính toán đường kính ống trụ chứa trục truyền đến bánh xe