Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
b. Chọn các kích thước cơ bản của cặp bánh răng truyền lực chính.

b. Chọn các kích thước cơ bản của cặp bánh răng truyền lực chính.

Tải bản đầy đủ - 0trang

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Z2 - Số răng của bánh răng vành chậu.

-Tra bảng 4.2/trang66 sách BTL-TT ÔTÔ ⇒ hệ số dịch chỉnh ξ= 0.626

-Chọn góc ăn khớp



 : góc nghiêng trung bình đường xoắn răng của bánh chủ động TLC (độ):



-Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh

răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên

đáy lớn khi xe chạy tiến ( nhằm tránh kẹt răng).

-Thông thường trên ôtô bánh răng chủ động quay theo chiều thuận kim đồng

hồ (quay phải) nếu ta nhìn từ đầu máy. Do đó chọn chiều xoắn của bánh răng cơn

chủ động là chiều trái ( nhìn từ đáy nhỏ bánh răng)



a



b

Hình 12 : Chiều xoắn của răng

a: xoắn phải



 Le: chiều dài đường sinh (mm)

=14



 ms: môđun pháp tuyến mặt đáy lớn

=



= = 6,4509 chọn 6,5



 b: chiều dài răng (mm)

b= 0.3Le= 0,3.129,1=38,73 mm



 Lm chiều dài trung bình:

Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



Page 10



b: xoắn trái



KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Lm= Le - 0.5b = 129,1- 0,5. 38,73=109,7 mm



 mn: mơđun pháp tuyến trung bình:

mn= ms .(Lm∕ Le).cosβ= 6,5. (109,7∕ 129,1).cos(35º22’)= 4,5



 d2: đường kính sơ bộ vòng chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính HPI



 E: khoảng chuyển dịch HPI (mm)

E=0,2.d2= 0,2. 176,6 = 35,3mm



 Góc nghiêng trung bình đường xoắn bánh răng chủ động bộ truyền HPI



=



+ = 53º22’



 Chọn đường kính bánh răng chủ động k = 1,4



=>

 Đường kính vòng chia:

De1=msZ1=6,5. 9=58,5 mm

De2=msZ2=6,5.39=253,5mm



 Chiều cao đỉnh răng:

hae1=

hae2=



 Chiều cao răng:

he1=he2=(2cos+0,2).ms=(2.cos(+0,2).6,5=11,9mm



 Chiều cao chân răng:

hfe1= he1 - hae1= 11,9-8,62= 3,28 mm

hfe2= he2 - hae2= 11,9-1,98= 9,92 mm



2.Xác định lực và ứng suất tác dụng lên truyền lực chính



 Góc cơn chia:

Góc cơn chia bánh nhỏ: δ1



Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



Page 11



KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Góc cơng chia bánh lớn: δ2

δ2= 90- δ1=90= 76 ̊ 54’



 Bánh kính trung bình của bánh răng :

mm



 Đối với truyền động HPI cần phân tích lực riêng cho bánh răng chủ động và bị

động.



a) Đối với bánh răng chủ động:

 Lực vòng = = = 25343,61 N

 Lực chiều trục :

=

= = 36701,55 N



 Lực hướng kính:

R1=

= = 7336,97 N



b) Bánh răng bị động:

 Lực vòng : P2=P1= 25343,61 . 35481,05

 Lực chiều trục :

 Lực hướng kính :

3.Tính kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính.



 Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn :

σu =

Với y là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Z tđ

= = = 43,49=>chọn 43 răng

= = = 295,38=>chọn 295 răng



Tra bảng 3-18 trang giáo trình BTL - CTM ta có

y1=0,476

y2=0,517

Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



Page 12



KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

- ứng suất uốn cho phép, = ( 700



900) MN/m2



= =358,95 MN/m2

= = 462,68MN/m2

=>Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện



 Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:

σtx = 0,418.



(*)



Với:

ritđ – bán kính bánh răng tương đương, i = 1,2

ritđ =

E = 2,15.105 (N/m2) – mô đun đàn hồi của vật liệu

= (1500-2500) MN/m2- ứng suất tiếp xúc cho phép



.

= 1001,02 MN/m2< = 15002500 (MN/m2)

.

=1184,42 MN/m2< = 15002500 (MN/m2)

Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn.

*BẢNG SỐ LIỆU:

THÔNG SỐ



Bánh răng chủ động



Chiều dài đường sinh



Le = 129,1 mm



Chiều dài đường sinh trung bình



Lm = 109,74 mm

α = 20o



Góc ăn khớp α

Hệ số dịch chỉnh

Góc nghiêng trung bình đường xoắn



Bánh răng bị động



ξ = 0,626

β1= 53º22’



β 2 = 33o21’



Z1 = 9



Z2 = 39



răng

Số răng

Độ dịch trục E

Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



E = 35,32 mm

Page 13



KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC



Mơđun mặt đáy răng



ms = 6,5



Mơđun pháp trung bình



mn = 4,51 mm



Đường kính vòng chia trung bình



De1 = 58,5 mm



De2 = 253,5 mm



δ1 = 13o6’



δ2 = 76o54’



Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn



ha1= 8,62 mm



he2=1,98 mm



Chiều cao chân răng mặt đáy lớn



hf1 = 3,28 mm



hf2=9,92 mm



Góc cơn chia



4. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính

a) Chọn sơ bộ đường kính trục

Áp dụng

=>chọn d=35mm

Khoảng cách 2 ổ bi

L=2,5.d=78,15mm → chọn 78mm.

Phân tích kế cấu trục.



Hình 13:Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động

Chọn phương pháp bố trí a thường sử dụng trong bộ truyền lực chính

Chọn ổ đũa với d=35mm chọn ổ đũa trung kí hiệu 7307 có dxBxD là 35x21x80

(Sách BTL-CTM)



Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



Page 14



KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

b)Tính chính xác đường kính trục



 L1 là khoảng cách từ gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh

răng nhỏ.

+ mm



 Moment uốn tác dụng lên ổ bi số 1:



 Moment tổng hợp

Mz=Mtt=630N.m



 Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:



> dsb=35mm

=>Khơng thoả đk

-Chọn d=40mm

-Chọn ổ đũa 7308 với kích thước dxBxD : 40x23x90

III.TÍNH TỐN VI SAI

Bộ vi sai có nhiệm vụ truyền mơ men từ TLC sang các bán trục. Trong quá trình

làm việc các bánh răng hành tinh có điều kiện làm việc khắc nghiệt hơn. Vì vậy trong

q trình tính tốn ta sẽ tiến hành kiểm nghiệm bền cho bánh răng hành tinh.

1.Xác định kích thước cơ bản của bánh răng bộ vi sai



Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



Page 15



KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC



Hình 14: Sơ đồ thiết kế vi sai

* Chọn:

Hệ số khóa vi sai kσ=0.2

Chọn sơ bộ mơ đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms=5

Chọn số bánh răng hành tinh q=2

Hiệu suất truyền lực ηtl=0,93

Số răng của bánh răng bán trục Zb= 18 răng



 Tỷ số truyền được chọn theo kinh nghiệm: iht= 1,3.

răng => 14 răng



 Góc cơn chia



 Chiều dài đường sinh côn chia:



 Chiều dài răng:

b= 0,3.Le=0,3. 57,01=17,1 mm



 Chiều dài đường sinh trung bình : Rm

Lm=Le - 0,5.b =57,01 - 0,5. 17,1= 48,46mm



 Đường kính vòng chia d

de1=msZ1=5. 14= 70mm

de2=msZ2=5. 18=90 mm



Bài Tập Lớn Tính Tốn ƠTƠ



Page 16



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

b. Chọn các kích thước cơ bản của cặp bánh răng truyền lực chính.

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×