Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
Thiết kế bộ truyền trục vít – ê cubi

Thiết kế bộ truyền trục vít – ê cubi

Tải bản đầy đủ - 0trang

ĐỜ ÁN TỚT NGHIỆP



THIẾT KẾ HỆ THỚNG LÁI XE TẢI



Hình 31: Cơ cấu lái trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng

1.Vỏ cơ cấu lái 6.Phớt

2.Ổ bi dưới

7.Đai ốc điều chỉnh

3.Trục vít

8.Đai ốc hãm

4.Ê cubi

9. Bánh răng rẻ quạt

5.Ổ bi trên

10.Bi

Khi đánh lái, trục vít bị xoay, tạo ra lực vng góc từ bề mặt rãnh vít qua các

viên bi tác dụng vào bề mặt rãnh bi trên ê cu. Lực này được phân ra thành 2

thành phần: là lực vòng Py và lực dọc trục Pd. Lực Pd chính là lực tác dụng làm

quay bánh răng rẻ quạt.



Hình 32: Các thơng số của trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng

Lực Pd có giá trị như sau:

Pd =



(21)



NGUYỄN TƯỜNG HƯNG – Ô TÔ VÀ XE CHUYÊN DỤNG K55



41



ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP



THIẾT KẾ HỆ THỚNG LÁI XE TẢI



Mc: Mơ men cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ Mc = 1020 (Nm);

ld: độ dài đòn quay đứng ld = 200 (mm);

ln: độ dài đòn quay ngang, đoạn nối giữa trục bánh xe với đòn kéo dọc l n = 200

(mm);

ηth: hiệu suất thuận của cơ cấu lái ηth = 0,7;

Rc2: bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.

Ta chọn đường kính bi: db = 6 (mm)

Do đó bước vít của trục vít: p = db + 5 =11 (mm)

Ta có:

Rc2 = = = 36 (mm)

Vậy: Pd = = 19833 (N)

Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 20X. Do đặc điểm cấu tạo, ê cubi và thanh

răng là một chi tiết và cùng được làm từ thép 20XH.

Xác định đường kính trong của trục vít theo độ bền kéo:

(22)

Trong đó:

[] = với : giới hạn chảy của vật liệu vít. Với thép 20X, = 400 (MPa), [] = 400/3

=133 (MPa) và bằng 133(MN/m2).

Vậy nên:

d1 ≥ = 16 (mm)

Theo bảng P2.4 ( Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) chọn d 1 = 22

(mm).

Chọn đường kính bi: db = 6 (mm).

Bước vít: p = db + 5 = 11 (mm).

Bán kính rãnh lăn: chọn r1 = 0,51.db = 0,51.6 = 3,06 (mm).

Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi:

(23)

Trong đó β: góc tiếp xúc, nên chọn β = 450 thì khả năng tải của trục vít tăng.

Ta có:

Đường kính vòng tròn qua tâm viên bi:

Dtb = d1+ 2(r1 – c) = 22+2.(3,06 - 0,04) =28,04(mm)

Đường kính trong của đai ốc:

NGUYỄN TƯỜNG HƯNG – Ô TÔ VÀ XE CHUYÊN DỤNG K55



42



ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP



THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI XE TẢI



D1= Dtb + 2(r1 – c) =28,04 + 2.(3,06 - 0,04)=34,08(mm)

Chiều sâu của profin ren:

h1 = ( 0,3  0,35)db = 0,35.6 = 2,1 (mm)

Đường kính ngồi của trục vít:

d= d1 + 2h1 = 22 +2.2,1 = 26,2 (mm)

Đường kính ngoài của ê cu:

D =D1 – 2 h1 =34,08 – 2.2,1 = 29,88 (mm)

Góc nâng của trục vít được xác định như sau:

(24)

: góc ma sát lăn thay thế :



(25)



Với = 0,004 ÷ 0,006 là hệ số ma sát lăn.

Nên ta có:

Bước vít: t = Dtb. tg =

Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 (vòng).

Số viên bi trên các vòng ren làm việc:

Zb = Dtb.K/db -1= (viªn)

Số viên bi không làm việc phụ thuộc vào chiều dài rãnh hời bi:

Zk = Lk/db = 30/6 = 5 (viên)

Trong đó:

LK: chiều dài rãnh hồi bi LK = 30 (mm)

Tổng số viên bi:

Z = Zb + Zk = 36+ 5 = 41 (viên)

Xác định khe hở hướng tâm:

 = D1 – (2db +d1) = 34,08 – (2.6+22) = 0,08 (mm)

Khe hở tương đối:

 = /d1= 0,08/22 = 0,004 (mm)

Hiệu suất thuận:

0,99

Hiệu suất nghịch:



 Tính kiểm bền

Tải trọng riêng dọc trục được xác định theo cơng thức sau:

NGŨN TƯỜNG HƯNG – Ơ TÔ VÀ XE CHUYÊN DỤNG K55



43



ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP



THIẾT KẾ HỆ THỚNG LÁI XE TẢI

(26)



Trong đó: = 0,8 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi.

qa = = 19 (MPa)

Từ khe hở tương đối χ và tải trọng riêng dọc trục q a, theo đồ thị xác định ứng

suất lớn nhất , ta xác định được ứng suất lớn nhất = 3800 MPa.

= 5000 (MPa) đối với mặt làm việc của trục vít.

Do đó trị số thỏa mãn điều kiện:



3. Thiết kế bộ truyền thanh răng - cung răng

Sơ đồ bộ truyền thanh răng – cung răng:



Hình 33: Cơ cấu lái liên hợp

1.Thanh răng 2.Cung răng



3.1. Chọn vật liệu

Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép 20XH, thường hóa, độ

rắn HRC 50, = 650 (MPa), = 400 (MPa), phôi rèn.



3.2. Xác định các thơng số của bộ truyền

a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc

Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng. Tính tốn nhằm thỏa mãn điều

kiện tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho

phép .

Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được tính theo cơng thức Héc đối với hai hình trụ

tiếp xúc dọc đường sinh. Ta có điều kiện bền:

(27)

Trong đó:

qn: cường độ tải trọng pháp tuyến (tải trọng riêng);

: bán kính cong tương đương của bề mặt;



NGUYỄN TƯỜNG HƯNG – Ô TÔ VÀ XE CHUYÊN DỤNG K55



44



ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP



THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI XE TẢI



ZM: hệ số xét đến cơ tính của vật liệu, do bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng vật

liệu thép nên ZM = 275 (MPa)1/2.

Vì hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp, nên ta

tính tốn độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp.

Đối với bánh răng trụ răng thẳng, cường độ tải trọng pháp tuyến, có xét đến sự

phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động là:

(28)

Để đơn giản trong tính tốn ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc. Do đó

tởng chiều dài tiếp xúc lH bằng chiều rộng vành răng bw.

Bán kính cong tương đương:

(29)

Trong đó , : bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt.

Ta có: =

Do đó:

Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt

theo độ bền tiếp xúc:

(30)

Trong đó:

Md: mô men quay trục bánh răng rẻ quạt Md = Mc = 1020 (Nm);

[: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa);

ZH: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo cơng thức:

(31)

Bánh răng rẻ quạt được thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0, ta có α w = 200 và tính

được:

ZH =1,76

Hệ số tập trung tải trọng tra theo đờ thị trên hình 10-14 (trang 157 – CTM tập I)

Đặt bw = ψd . dw2

Lấy ZH =1,76, = 1,6

Với bánh răng bằng thép ZM = 275 (MPa)1/3.

Với

Hệ số chiều rộng bánh răng ψa = phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các

ở. Trong trường hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta có thể

lấy ψa = 0,3 ÷ 0,5, ta chọn ψa = 0,4.

Bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt đã tính ở trên R c2 = 36 (mm). Suy ra

dw2 = 72 (mm).

NGUYỄN TƯỜNG HƯNG – Ô TÔ VÀ XE CHUYÊN DỤNG K55



45



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Thiết kế bộ truyền trục vít – ê cubi

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×