Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
Mômen tính theo bám:

Mômen tính theo bám:

Tải bản đầy đủ - 0trang

Ket-noi.com kho tài liệu miễn phí

d = 20(inch).

hƯ sè biÕn d¹ng lèp:  = 0,969.

20 



 rbx 0,96912   25,4 542(mm) 0,542(m).

2 





r bx = 0,542 (m).

- i0 : tỷ số truyền của cầu chủ động, i0 đợc xác định

theo lý thuyết ô tô nh đã tính toán ở trên i0 =7,44.

Thay các giá trị trên vào công thức (2.1) ta đợc:

Mtt= 110000.0,78.0,542/7,74= 5853 (Nm).





Trong đó chế độ tải trọng tính cho độ bền lâu



là:

M tttb =(0,5-0,6)Mtt



chọn M tttb =0,6Mtt=3512 (Nm).

1.2. Tính các thông số hình học của truyền lực chính .

- Chọn số răng bánh răng chủ động Z1: Lùa chän theo tû sè

truyÒn

i0 = 7,66 lùa chän Z1 = 6 răng.

- Chọn số răng của bánh răng bị động Z2.

Z2 = Z1.i0 =7,64.6 = 45,84 .

Chọn Z2 = 46 răng.

Z



46



2

- Tỷ số truyền chính xác i0 = Z 6 7,66 .

1



(2.3)



- Đờng kính vòng chia bánh răng lớn nhỏ nhất cho phép.

d2 đợc chọn theo mô men tác dụng lên bánh răng.

d2=(1,81-2,06)



(cm)



M tt .i0



d2 =368 (mm).

32



(2.4)



Ket-noi.com kho ti liu min phớ

- Chiều rộng vành răng bánh răng lớn.

Lấy gần đúng b2 = 0,155.d2=0,155.368 =57 (mm).



Giá trị lín nhÊt cho phÐp b2 0,187d 2



i02  1

i02



(2.5)



b2 69,39 (mm).

Lựa chọn b2= 60 (mm).

- Độ dịch trục của bánh răng nhỏ.

E 0,15d 2 0,125.340 42,5 (mm).

Chọn E = 36 (mm).

- Chọn chiều xoắn bánh răng nhỏ.

Chiều xoắn bánh răng nhỏ đợc chọn sao cho không gây ra

bó kẹt khi cặp bánh răng làm việc. Chính vì thế nếu nhìn

từ hớng động cơ xuống thì chiều xoắn của răng BR nhỏ là

chiều xoắn trái còn chiều xoắn BR lớn phải là xoắn phải.

- Góc xoắn bánh răng nhỏ.

Sơ bộ chọn β1=450 – 500 .

Chän β1=450.

- HƯ sè chiỊu cao lµm việc của răng chọn sơ bộ theo số

răng của bánh răng nhỏ p= 0,875 .

- Hệ số dịch chỉnh chiều cao ë tiÕt diƯn ph¸p tun

chän theo Z1  n .

n = 0,78.



- Bán kính đầu dao cắt chọn theo d2.

Khi d2 > 300 rc = 228,6 (mm).

- Tæng góc ăn khớp pháp tuyến ở cả hai phía răng t .

33



Ket-noi.com kho ti liu min phớ

Đối với ô tô tải chọn t = 450.

Việc tính toán các thông số hình học của bộ truyền hypốit

tơng đối dài, dới đây em xin đợc trình bày bảng kết quả

tính to¸n cho bé trun lùc chÝnh cđa cơm kÕt cÊu cầu chủ

động. Phần tính toán cụ thể em xin đợc trình bầy trong

phần phụ lục.



Bảng 1.Các thông số hình học của bộ truyền lực chính

hypôit.

TT

Tên thông số

1

2

3

4



Số răng

Tỷ số truyền

Hớng xoắn của răng

Mô đun mặt đầu





đ

hiệu ơn

vị

Z

i01

mn

ms

34



Kết quả

chủ

bị động

động

6

46

7,66

Trái

Phải

8



Ket-noi.com kho ti liu min phớ

5

6

7



Nửa góc côn chia

Góc xoắn răng

Góc ăn khớp danh

nghĩa điểm giữa răng











độ 130 10

độ

45

độ 22030



860 46

31030

22030



n



8



chiều rộng bánh răng



b



9



Chiều dài tạo bởi hình

côn chia

Đờng kính vòng chia

đáy lớn

Bán kính vòng chia

đáy lớn

Bớc răng đáy lớn



L



1

0

1

2

1

3

1

4

1

5

1

6

1

7

1

8

1

9



Dc

r

ts



Đờng kính vòng đỉnh

đáy lớn

Khe hở chân răng

đáylớn

Chiều cao đầu răng

đáy lớn

Chiều cao răng đáy lớn



De



Đk vòng chân răng

đáylớn

Bk vòng chia trung

bình



Di



c

he

h



rx



35



m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m

m



62



60

184,36



67



368



33,5



184



24,79



24,79



76,8



368,2

1,285



1



1,5



15,06



15,06



153,72



568,52



23,98



152,4



Ket-noi.com kho ti liu min phớ

1.3. Tính bền bánh răng theo uốn và tiếp xúc .

Việc tính bền cho bánh cho truyền lực chính chỉ cần

tính cho bánh răng nhỏ, tức là tính cho bánh răng chủ động.

Sơ đồ lực tác dụng giữa các bánh răng nh trên hình dới đây.



Hình 3.3 Sơ đồ lực của truyền lực chính

1.3.1 Tính các lực tác dụng.



Hình 3.4 Sơ đồ tính lực trên các bánh răng TLC

* Tính lực vòng.

36



Ket-noi.com kho ti liu min phớ

M tt



P1 = P2 = r =3512/ 0,0335 =104829 (N).

1

* TÝnh lùc híng trơc.

Q1 = P(



tg 1 sin  1

 tg 1 . cos  1 )

cos  1



Thay sè Q1 = 110601 (N)

Q2 = P(



tg 2 sin  2

 tg 2 . cos  2 )

cos  2



Thay sè Q2 = 46960(N).

* TÝnh lùc híng kÝnh.

tg sin 



1

1

R1 = P( cos   tg1. cos 1 )

1



Thay sè R1 = 95835 (N)

tg sin  2



2

R2 = P( cos 

2



 tg 2 . cos  2 )



Thay sè R2 = 39694 (N).

1.3.2 Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn.

ứng suất uốn tác dụng lên các răng của bánh răng chủ động

đợc xác định theo công thức sau:

u



24.P.kd .h

b

b.ts2 .r1 (1  ) 2 .cos 2  .

2r1



(2.6)



Trong ®ã:

- kd: hệ số tải trọng động, chọn trong khoảng 1-1,5. Do

xe làm việc trong

trong điều kiện tải trọng thay đổi nhiều nên ta chọn

kd=1,2.

- h: Chiều cao răng đáy lớn h = 15,06 (mm).

37



Ket-noi.com kho tài liệu miễn phí

- b: ChiỊu rộng bánh răng nhỏ b1 = 64 (mm).

- r1: Bán kính vòng chia đáy lớn r1 = 33,5 (mm).

- ts: bớc răng ở đáy lớn ts= 24,79 (mm).

- 1 : nữa góc côn chia



0



1 =9,66



- P là lực vòng tính theo Mtt



M tt



P= r

1



Trong ®ã r1 = 33,5 (mm).

P=



3512

= 104829 (N).

0, 0335



Thay các thông số vào ta đợc:

u



24.104829.1, 2.0, 015

 2, 7.108 ( N / m 2 )

0.064

0, 064.0,0252.(1

sin 9, 660 ) 2 cos 2 450

2.0,0335



Bánh răng côn của truyền lực chính đợc chế tạo từ thép

các bon hợp kim trung bình 15HM, tôi trong dầu và ram cã

®é cøng HRC56-65, ®é bỊn



  u   700 �900(MN / m2 ) .

Do vËy:



u  u 



VËy ®é bền uốn đợc đảm bảo.

1.3.3 Tính ứng suất tiếp xúc đặc trng cho sự mòn bề

mặt răng.

ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng đợc xác định

theo công thøc sau:

 tx  0, 418.



�1

P.E

1 �

� 



b.sin  .cos rtd 1 rtd 2



(2.7)



Trong đó:

- P: Lực vòng tính theo chế độ tải trung bình.

38



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Mômen tính theo bám:

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×