Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
Hình 3.4 Sơ đồ tính lực trên các bánh răng TLC

Hình 3.4 Sơ đồ tính lực trên các bánh răng TLC

Tải bản đầy đủ - 0trang

Ket-noi.com kho tài liệu miễn phí

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 TÝnh bỊn b¸nh răng theo ứng suất uốn.

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

đợc xác định theo c«ng thøc sau:

u 



24.P.kd .h

b

b.ts2 .r1 (1  ) 2 .cos 2 .

2r1



(2.6)



Trong đó:

- 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 ti liu min phớ

- b: Chiều 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 đó 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 có

độ cứng HRC56-65, độ bÒn



  u   700 �900(MN / m2 ) .

Do vậy:



u u



Vậy độ 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 thức 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 b×nh.

38



Ket-noi.com kho tài liệu miễn phí

M tttb

3512

P



 104835( N )

r1

0.0335



- E : môđun đàn hồi của vật liệu lấy bằng: E=20.10 10

N/m2 .

- rtd1, rtd2: bán kính tơng đơng của bánh răng chủ

động, và bánh răng

bị động xác định theo công thức sau:

rtd



rx

cos .cos

2



(2.8)



( rx bán kính trung bình của bánh răng côn).

Thay các giá trị vào ta đợc:

rtd1= 48,64 (mm).

tx 0, 418



rtd2=3165 (mm).



104835.20.1010

1

1

(



)  1852.10 6 ( N / m 2 )

0

0

0, 064.sin 22,5 .cos 22,5 0, 048 3,165



 tx  1800( MN / m 2 )    tx   1500 �2500( MN / m 2 ) .



Nh vËy bé truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc.



2. Thiết kế Bộ trun vi sai.

Bé vi sai cã nhiƯm vơ trun m« 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 quá

trình tính toán ta sẽ tiến hành kiểm nghiệm bền cho bánh

răng hành tinh.



39



Ket-noi.com kho ti liu min phớ

M0,n0



M2,n2



M1,n1



Hình 3.5 Sơ đồ thiết kế vi sai

2.1. Xác định kích thớc vi sai.

Bộ vi sai đợc bố trí nằm gọn trong lòng bánh răng bi ®éng

cđa TLC do vËy kÝch thíc cđa nã ph¶i phï hợp để có thể bố trí

đợc trong lòng bánh răng bị động.

- Chọn sơ bộ môđun của các bánh răng vi sai theo kinh

nghiệm là:

m=5(mm).

- Chọn số bánh răng hành tinh của bộ vi sai q = 4 bánh

răng.

- Đờng kính vòng đỉnh của bánh răng bán trục

de= (0,3 0,35)De .

Chọn:



(2.9)



de= 0,323.De= 0,3.368,2 = 119 (mm).



- Chọn số răng của bánh răng bán trục.

Theo yêu cầu bô vi sai nằm gọn trong bánh răng bị động

của truyền lực chính. Tại vòng đỉnh của bánh răng bán trục



40



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Hình 3.4 Sơ đồ tính lực trên các bánh răng TLC

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×