Mua tài liệu và bản vẽ: https://www.facebook.com/tailieuvipfree
https://tailieu-vipfree.rhcloud.com/thiet-ke-hop-phan-phoi-vi-sai-co-vi-sai-va-khop-ma-sat-dieu-khien-dien-tu/
Đề tài: Chế tạo động cơ điện một chiều lắp cho xe đạp, HAY
Thiết kế hộp phân phối vi sai có vi sai và khớp ma sát điều khiển điện tử
1. §å ¸n tèt nghiÖp
LỜI NÓI ĐẦU
Trong xu thế phát triển hiện nay ngành công nghiệp ô tô đặt ra nhiều vấn đề cần
về việc cải tiến và thiết kế mới nhằn đáp ứng những yêu cầu ngày càng cao về kĩ
thuật, công nghệ, kinh tế và môi trường và điều kiện đường xá. Bên cạnh đó việc
ứng dụng cơ điện tử trên ô tô hiện nay rất được chú trọng. Đáp ứng nhu cầu thực
tế việc tính toán thiết kế ra một hệ thống có thể giải quyết được những vấn đề
trên là rất được quan tâm, trong đó sự tham gia của hệ thống truyền lực có hộp
phân phối điều khiển điện tử có vai trò khá quan trọng. Hộp phân phối góp phần
làm cho xe cơ động và ổn định hơn nhờ việc phân phối mô men phù hợp ra hai
cầu, ngoài ra nó còn góp phần tiết kiệm nhiên liệu, phù hợp địa hình giao thông
Việt nam và bảo vệ môi trường là những vấn đề nóng ngày nay, với việc điều
khiển bằng cơ điện tử nó sẽ hoạt động tốt hơn và mang lại những hiệu quả nhất
định. Dựa trên nền tảng lí thuyết được học và sự hướng dẫn của thầy giáo em đã
thiết kế và lựa chọn hộp phân phối có vi sai và khớp ma sát điều khiển điện tử
trên xe con 05 chỗ ngồi AWD có ABS.
Mục đích chính của đề tài là trong hộp phân phối có bố trí vi sai và khớp ma sát
được điều khiển điện tử, hệ thống điều khiển liên hợp giữa ABS và ASR giúp xe
vận hành ổn định trên đường xấu tính cơ động nâng cao. Phục vụ xe có ABS và
điều khiển lực kéo kết hợp với hệ thống phanh ABS có tất cả các bánh xe chủ
động cần phải điều khiển: công suất động cơ, điều khiển phân phối mô men ra
các cầu, điều khiển độ trượt theo chứ năng ABS, điều khiển theo chế độ
SH(select hight) để đảm bảo khả năng cơ động của xe, hộp phân phối được bố trí
thêm các khớp ma sát có “Traction”.
Nội dung đề tài bao gồm nghiên cứu cách bố trí chung hệ thống truyền lực trên
xe con 5 chỗ, từ đó lựa chọn một phương án phù hợp để bố trí hộp phân phối sao
cho xe có thể đáp ứng những tiêu chuẩn của dồng xe AWD hiện đại. Tính toán
động học, động lực học cho xe với các thông số tham khảo phù hợp, lựa chọn
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
1
2. §å ¸n tèt nghiÖp
phương án thiết kế cơ khí cho hộp phân phối một cấp số truyền có vi sai và khớp
ma sát, các chi tiết được tính toán và chọn lựa sao cho phù hợp với kết cấu lựa
chọn đảm bảo cho thuận lợi việc lắp ráp và sử dụng. Các chi tiết cấu thành nên
đã được gia công như thế nào, nhưng trong giới hạn đồ án em chỉ đưa ra phương
án gia công một chi tiết chính cũng là mục đích của đề tài trong hộp phân phối.
Vấn đề đặt ra là làm sao điều khiển hộp phân phối và điều khiển như thế nào khi
hệ thống làm việc toàn thời gian ”Fulltimes”, để giải quyết vấn đề trên ta lựa
chọn hệ thống điều khiển vi sai và khớp ma sát của hộp phân phối, ngày nay việc
một số hệ thống hay chi tiết đưa vào chuẩn mực nhất định có thể lắp ráp trên
nhiều dòng xe khi nhà sản xuất chỉ cần điều chỉnh một module là có thể sản xuất
ra được theo yêu cầu đưa ra. Trên cơ sở đó phương án điều khiển được xây dựng
phù hợp với yêu cầu đặt ra.
Trong thời gian cho phép để thực hiện đề tài em đã được thầy giáo Nguyễn Khắc
Trai tận tình hướng dẫn, chỉ bảo, giúp đỡ em hoàn thành kế hoạch, em xin chân
thành cảm ơn thầy.
Em xin cảm ơn thầy giáo Phạm Huy Hường đã dành thời gian duyệt đồ án của
em, xin cảm ơn các thầy giáo trong bộ môn Ôtô và xe chuyên dụng đã cho em
những kiến thức phục vụ cho giải quyết đồ án và công việc sau này. Em xin chân
thành cảm ơn các thầy giáo.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
2
3. §å ¸n tèt nghiÖp
CHƯƠNG I: LỰA CHỌN VÀ TÍNH TOÁN SỨC KÉO TRÊN Ô TÔ CON 05
CHỖ AWD.
A. Phương án lựa chọn sơ đồ AWD:
1. Khái quát hệ thống truyền lực.
Hệ thống truyền lực (HTTL) của ô tô là tập hợp tất cả các cơ câu nối từ động
cơ tới các bánh xe chủ động, bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay và
biến đổi giá trị mô men truyền.
* HTTL có nhiêm vụ cơ bản:
- Truyền, biến đổi mômen quay và số vòng quay từ động cơ tới bánh xe chủ
động, sao cho phù hợp giữa chế độ làm việc của động cơ và mômen cản sinh ra
trong quá trình ôtô chuyển động.
- Cắt dòng truyền mômen trong thời gian ngắn hoặc dài.
- Thực hiện đổi chiều chuyển động nhằm tạo nên chuyển động lùi cho ôtô.
- Tạo khả năng chuyển động mềm mại và tính năng việt dã cần thiết trên
đường.
Trong sự phát triển của ngành công nghiệp ôtô thế giới, các hệ thống trên ôtô
đã không ngừng được hoàn thiện. Hệ thống truyền lực cũng không nằm ngoài
quy luật đó. Mục đích của sự biến đổi hoàn thiện là nhằm : Giảm tiêu hao nhiên
liệu, tăng công suất, giảm độ ồn, tăng tốc độ lớn nhất của động cơ, sử dụng tốt
nhất công suất động cơ sinh ra và tạo sự thuận lợi, đơn giản cho người lái.
2. Phân loại:
2.1- Phân loại theo hình thức truyền năng lượng :
- Hệ thống truyền lực cơ khí bao gồm các truyền ma sát, các hộp biến tốc,
hộp phân phối, truyền động các đăng, loại này được dùng phổ biến.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
3
4. §å ¸n tèt nghiÖp
- Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực bao gồm các bộ truyền cơ khí, bộ
truyền thuỷ lực .
- Hệ thống truyền lực điện từ bao gồm nguồn điện, các động cơ điện, rơle
điện từ, dây dẫn .
- Hệ thống truyền lực thuỷ lực bao gồm bơm thuỷ lực, các động cơ thuỷ lực,
van điều khiển, ống dẫn .
- Hệ thống truyền lực liên hợp bao gồm một số bộ phận cơ khí, một số bộ
phận thuỷ lực, một số bộ phận điện từ .
2.2 Phân chia theo đặc điểm biến đổi các số truyền.
Phân chia theo đặc điểm biến đổi các số truyền :
- Truyền lực có cấp : là truyền lực có các tỷ số truyền cố định, việc thay
đổi số truyền theo dạng bậc thang.
- Truyền lực vô cấp : là truyền lực có tỷ số truyền biến đổi liên tục tuỳ
thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và mômen cản từ mặt đường.
2.3 Phân chia theo phương pháp điều khiển thay đổi tốc độ.
- Điều khiển bằng cần số .
- Điều khiển bán tự động .
- Điều khiển tự động.
Phân biệt giữa điều khiển bán tự động và điều khiển tự động thông qua số
lượng cơ cấu điều khiển trong buồng lái .
Hiện nay chúng ta thường gặp :
- Hệ thống truyền lực cơ khí có cấp điều khiển bằng cần số ( manual
transmissions ).
- Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực điều khiển tự động (Automatic
Transmissions ).
3. Bố trí chung thường gặp trên ô tô con hiện nay:
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
4
5. §å ¸n tèt nghiÖp
3.1) Động cơ đặt trước, cầu trước thường xuyên chủ động, cầu sau chủ động
trong một số điều kiện loại xe(AWD):
Với loại này thì tất cả các bánh xe đều được dẫn động(AWD) và dẫn động
thông qua hộp phân phối. Nếu căn cứ vào phạm vi sử dụng thì có thể phân thành
loại chạy trên địa hình phức tạp và loại chạy trên địa hình bằng phẳng. Điểm đặc
trưng của xe AWD là có bộ vi sai phía trước và phía sau. Mục đích là để triệt
tiêu sự chênh lệch về tốc độ của các bánh xe khi vào đường vòng.
* Đối với loại AWD các hệ thống truyền lực phía trước và phía sau nối trực tiếp
với nhau không thông qua bộ vi sai trung tâm, do đó không triệt tiêu được sự
chênh lệch về tốc độ của các bánh phía trước và phía sau. Nên khi xe quay vòng
gấp theo chế độ 4WD, thường phanh rất khó và quay vòng không được êm,
nhưng theo chế độ AWD thì sẽ tốt hơn.
Để đảm bảo tính điều khiển ổn định trong khi chạy ở các điều kiện đường xá
khác nhau, ở loại 4WD thường xuyên người ta còn bố trí thêm một khớp mền
làm cho xe thích hợp hơn ở chế độ 2WD khi không có sự chênh lệch về tốc độ
giữa bánh trước và bánh sau. Khi xe vào đường gồ ghề, đường có tuyết (đường
xấu) xuất hiện sự chênh lệch về tốc độ giữa bánh trước và bánh sau thì hệ thống
này lập tức truyền lực dẫn động từ bánh trước tới bánh sau giúp xe chuyển động
êm ái.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
5
6. §å ¸n tèt nghiÖp
Hệ thống truyền lực AWD động cơ đặt ngang.
Hình1.1 AWD loại động cơ đặt ngang
Các xe AWD loại này cũng không có bộ vi sai trung tâm nên khi không gài
hộp hộp phân phối thì công suất truyền trực tiếp lên cầu trước qua bộ vi sai
trước, còn khi gài hộp số phụ thì công suất truyền ra cả hai cầu thông qua bộ vi
sai trước và bộ vi sai sau.
Hệ thống truyền lực AWD động cơ đặt dọc.
Hình1.2 AWD loại động cơ đặt dọc
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
6
7. §å ¸n tèt nghiÖp
Các xe AWD loại này cũng không có bộ vi sai trung tâm nên phải đóng hoặc
gài hộp phân phối. Khi không gài hộp số hộ phân phối thì công suất được truyền
từ hộp số dọc đến bộ vi sai trước. Nếu hộp phân phối được gài thì công suất
được truyền đến cả bộ vi sai trước và bộ vi sai sau.
*Ưu điểm của xe AWD:
Tiêu chuẩn đặt ra của một chiếc ô tô là có thể chạy trên nhiều loại đường xá
khác nhau, từ địa hình bằng phẳng cho đến địa hình gồ ghề, có tuyết hoặc có bề
mặt thay đổi do thời tiết.
Cách tốt nhất để chạy trên đường gồ ghề là có cả bốn bánh đều được truyền lực.
Về mặt này thì xe thì xe AWD có ưu điểm vượt trội hơn các xe 2WD.
+ AWD dùng để chỉ các xe dẫn động tất cả các bánh tại mọi thời điểm và
không có chế độ “Low” hay “High” như xe 4WD chủ yếu dùng cho xe thể thao
SUV liên quan đến khả năng vượt địa hình thì AWD lại quen thuộc với các xe
Sedan, Wagon, đa dụng Minivan, AWD có ý nghĩa giúp cải thiện đọ bám đường
trong điều kiện thời tiết xấu. Một vì mẫu như lexus RX330 là ví dụ điển hình
mặc dù là dòng SUV nhưng lại dùng AWD thay vì 4WD, vì thế người ta gọi kiểu
xe là “Crossover”
+chữ “ All- tất cả” trong từ All-Wheel drive có một chút mâu thuẫn và dễ gay
hiểu lầm khi mà hiện nay hầu hết các xe AWD có khả năng phân bổ toàn bộ
công suất xuống bánh sau khi phất hiện bánh trước bị trượt. Những chiếc
Subarru hay Chrysler có thể đi trên đường trơn trượt một cách thoải mái vì
chúng có thể chuyển công suất từ bánh bị trượt (mất độ bám đường) sang bánh
không bị trượt.
*Nhược điểm của xe AWD:
Để sự chuyển động trên đường của xe “mềm mại” trên đường, giá trị
mômen ma sát lớn nhất truyền qua khớp ma sát của hộp phân phối được chế tạo
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
7
8. 1 2 3
4 5
§å ¸n tèt nghiÖp
không cao, do vậy xe này không có khả năng việt dã cao trên đường xấu, khi sử
dụng cần chú ý để sử dụng xe đúng mục đích, và đảm bảo tuổi thọ xe.
+ Ngoài ra xe AWD còn có những nhược điểm dễ nhận thấy là do cấu tạo phức
tạp: Có thêm hộp phân phối, trục các đăng, bộ vi sai làm tăng trọng lượng của
xe, tăng số nguồn phát sinh rung động và tiếng ồn, tăng giá thành sản phẩm,
chúng còn làm tăng suất tiêu hao nhiên liệu bởi tăng sức cản gió do cồng kềnh.
4. Phương án lựa chọn thiết kế:
Chỉ tiêu đặt ra của một chiếc ô tô là có thể chạy trên nhiều loại đường xá khác
nhau, từ địa hình bằng phẳng cho đến địa hình gồ ghề, có tuyết, những bề mặt
đường thay đổi do thời tiết. Về mặt này thì các xe AWD có ưu điểm hơn hẳn các
xe 2WD. Nên trên các ô tô hiện đại ngày nay thường chế tạo các xe kiểu AWD.
Trong các xe AWD thì em thấy xe AWD có động cơ đặt dọc nên sử dụng bộ
truyền bánh răng trụ thay thế cho bộ truyền bánh răng côn. Trong đồ án này, do
thời gian ngắn nên em chỉ đi sâu vào nghiên cứu HTTL kiểu AWD loại động cơ
đặt dọc tức là động cơ đặt dọc phía trước, không có bộ vi sai trung tâm.
*Bố trí như hình vẽ: 1.Động cơ, 2.Hộp số, 3.Hộp phân phối, 4.Vi sai trước,
5.Vi sai sau.
Hình1.3 Phương án lựa chọn thiết kế.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
8
9. §å ¸n tèt nghiÖp
B. Tính toán sức kéo ô tô.
Bảng thông số xe:
Loại động cơ 125kW V6
Kiểu 6 xi lanh, 24 van
Dung tích xi lanh(cm3
) 2497
Công suất cực đại 125 kW tại 5000 (1/min)
Mômen xoắn cực đại(Nm) 265Nm tại 4000 (1/min)
Tốc độ tối đa(km/h) 200(km/h)
Hộp số Tay số 6 cấp
Nhiên liệu Xăng
Hệ thống nạp nhiên liệu Phun xăng điện tử EFI
KÍCH THƯỚC –TRỌNG LƯỢNG
Dài x rộng x cao(mm) 4530 x 1705 x 1500
Chiều dài cơ sở(mm) 2450
Chiều rộng cơ sở trước/sau(mm) 2013/1705
Trọng lượng không tải(N) 15050
Trọng lượng toàn tải(N) 19500
THÔNG SỐ KHÁC
Lốp 205/55R16
Số cửa 4
Số chỗ ngồi 5
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
9
10. §å ¸n tèt nghiÖp
I - Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ, chọn động cơ đặt trên
ôtô.
1- Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ:
G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 19500 N.
f- Hệ số cản lăn của mặt đường: f = 0,019
Vmax- tốc độ chuyển động lớn nhất của ôtô.
Vmax= 200(km/h) = 200 .
3600
1000
= 56m/s,
k - Hệ số cản của không khí, với k = 0,20 - 0,35 ta chọn k = 0,28
F - Diện tích cản chính diện của ôtô (m2
): F = B.H.m
B - Chiều rộng lớn nhất của xe, B = R = 1,705 (m)
H - Chiều cao lớn nhất của ôtô tính từ mặt đường đến điểm cao nhất của ôtô,
H = C = 1,424m
m - Hệ số điền đầy diện tích, lấy m = 0,85
Vậy ta có → F = 1,705.1,500.0,85 = 2,19(m2
)
ηt - Hiệu suất của hệ thống truyền lực. ηt= 0,97.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
10
11. §å ¸n tèt nghiÖp
* Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ.
+ Đường biểu diễn công suất của động cơ và đường biểu diễn mô men
xoắn của động cơ: trong đó Ne, Me có thể tinh toán nhưng cũng có thể
theo đồ thị ta có các giá trị của Ne, Me
Hình1. Đồ thị cân bằng công suất
Bảng1-Tính các thông số của động cơ.
Ne(1/min) 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Ne(kW) 25 38 60 85 100 110 120 125
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
11
12. §å ¸n tèt nghiÖp
Me(N.m) 165 185 232 250 260 265 260 250
2. Xác định tỉ số truyền của hệ thống truyền lực:
Tỉ số truyền của truyền lực chính được xác định theo công thức :
it = ih.if.i0
Trong đó :
it : Tỉ số truyền của hộp số chính
if : Tỉ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối.
i0 : Tỉ số truyền của truyền lực chính.
a. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính(i0):
Tỉ số truyền của truyền lực chính i0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ôtô
đạt được vận tốc lớn nhất :
i0 = 0,377
max.. vii
nr
hnfc
vb
Trong đó :
rb : bán kính làm việc trung bình của bánh xe, được xác định
theo công kích thước lốp;
rb = λr0 , với r0 là bán kính thiết kế của bánh xe.
r0 = H +
2
d
; B là bề rộng của lốp; H = B. 0,65 = 205. 0,65 =
133mm
d : đường kính vành bánh xe; d = 16.25,4 = 406mm
→ r0 = 133 + 406/2 = 336mm
λ : hệ số kể đến sự biến dạng của lốp λ = 0,93
→ rb = 0,93.336 = 0,312m
nv : số vòng quay của trục khuỷu động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ôtô
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
12
13. §å ¸n tèt nghiÖp
với nv = ne max = 5000v/ph.
Vmax = 50m/s là vận tốc lớn nhất của ôtô(m/s).
ifc : tỉ số truyền hộp phân phối: ifc = 1,25. Ta chọn tỉ số truyền này nhằm giảm
bớt tải cho truyền lực chính, phân phối mô men ra các cầu xe một cách hiệu quả
nhất và nâng cao khoảng sáng gầm xe.
ihn : tỉ số truyền của hộp số chính ở số truyền tăng : ihn = 0,77.
Như vậy: i0 = 0,377. 200.77,0.25,1
5000.312,0
≈ 3,05.
b. Xác định tỉ số truyền của hộp số chính:
1 - xác định tỉ số truyền ở số truyền 1:
Trị số của tỉ số ih1 được xác định theo điều kiện cần và đủ để ôtô khắc
phục được lực cản lớn nhất và bánh xe chủ động không bị trượt quay trong
mọi điều kiện chuyển động .
Pk1max ≥ Pcan max
Pk1max ≤ Pϕ
⇒ ih1 ≥
max
max 0
. .
. . .
ψ
η
t b
e f c t
G r
M i i =
0,38.19500.0,312
2,35
265.3,05.1,25.0,97
= (1)
ih1 ≤
2
max 0
. . .
. .
ϕ
η
k b b
e fc t
m G r
M i i =
12928.0,8.0,312
3,29
265.3,05.1,25.0,97
= (2)
Trong đó: ψmax=f + tgαmax= 0,019 + tg200
= 0,38.
* Phân bố tải trọng trên xe 5 chỗ:
- khi không tải: Cầu trước 61%; Cầu sau 39%
- khi đầy tải: Cầu trước 49%; Cầu sau 51%
Gt=19500 N; khi đầy tải thì trọng lượng tác dụng lên cầu sau là: G2
=19500.51%= 9945N. Hệ số mk = 1,3
Gb = mk.G2= 12928 (N): trọng lượng bám đặt lên bánh xe chủ động.
Memax= 265N.m - mômen xoắn max của động cơ.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
13
14. §å ¸n tèt nghiÖp
ϕ - Chọn theo bảng VI trang 20 sách hướng dẫn, chọn theo điều kiện tốt:
Đường nhựa, khô, sạch → ϕ = 0,80
Từ hai điều kiện trên và theo nguyên tắc chọn ih1sát điều kiện cản
Chọn ih1= 3,2
2- Xác định tỉ số truyền của các số truyền trung gian:
Chọn số cấp trong hộp số: Hộp số cơ khí, số cấp số tiến n = 6, một số lùi
Tỉ số truyền của các số truyền trung gian chọn theo qui luật cấp số nhân:
ih2 = 4 3
1hi = 4 3
2,3 = 2,39
ih3 = 3 2
1hi = 3 2
2,3 =2,18
ih4 = 2 1
1hi = 2 1
2,3 =1,79
ih5 = 1(số truyền thẳng)
ih6 = 0,77 thường trị số truyền tăng nằm trong khoảng 0,7 *
*
0,85.
3- Tỉ số truyền của số lùi:
Trị số của tỉ số truyền lùi được chọn lớn hơn trị số của số truyền 1:
il = (0,9 - 1,15).ih1 Chọn il = 1,05. ih1= 1,05. 3,2 =3,36.
3. Vận tốc chuyển động của ôtô ở các số truyền được xác định theo công thức:
vm=
0
2. . .
60. . .
π b e
fc hm
r n
i i i
(m/s)
m- Chỉ số tỉ số truyền đang tính m = 1÷ 6
ne biến thiên từ nemin .
.
nemax
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
14
15. §å ¸n tèt nghiÖp
Bảng 2- Tính vận tốc của ôtô theo các số truyền :
II. xây dựng đồ thị các chỉ tiêu động lực học của ôtô.
1- Xác định chỉ tiêu về công suất:
Phương trình cân bằng công suất
Trường hợp ôtô tổng quát ôtô làm việc trên dốc nghiêng
Nk= Nf+ Nw ± Ni ± Nj .
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
ne(1/min)
v(m/s)
1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Số truyền I 4.02 5.35 6.69 8.03 9.37 10.71 12.05 13.38
Số truyềnII 5.38 7.17 8.96 10.75 12.54 14.34 16.13 17.92
Số truyền III 5.89 7.78 9.73 11.67 13.62 15.56 17.51 19.45
Số truyền IV 7.18 9.57 11.96 14.36 16.75 19.14 21.53 23.93
Số truyền V 12.85 17.13 21.41 25.70 29.98 34.26 38.54 42.83
Số truyền VI 17 22 28 33 39 44 50 56
15
16. §å ¸n tèt nghiÖp
Trong đó: Nk- Công suất kéo ở bánh xe chủ động, được xác định theo công
thức : Nk=Ne- Nr= Ne.ηt
Nf- Công suất tiêu hao cho cản lăn: Nf = G.f.v.cosα (W)
Trong đó góc α= 00
(khi xe chạy trên đường bằng).
Ni- Công suất tiêu hao cho cản lên dốc: Ni= G.v.sinα(W)
Nω - Công suất tiêu hao cho cản không khí: Nω =k.F. 3
V (W)
Nj- Công suất tiêu hao cho cản quán tính khi tăng tốc: Nj= jv
g
G
i ..δ (W).
δi- Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay trong động cơ, hệ
thống truyền lực và các bánh xe; j - là gia tốc ôtô.
Bảng3. Tính công suất của ôtô.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
a. V(m/
s)
b.
1
c.
2
d.
2
e.
3
f.
3
g.
4
h.
5
i.
5
j. Ne(k
W)
k.
2
l.
3
m.
6
n.
8
o.
1
p.
1
q.
1
r.
1
s. Nk(k
W)
t.
2
u.
3
v.
5
w.
8
x.
9
y.
1
z.
1
aa.
1
bb. Nf(
kW)
cc.
3
dd.
5
ee.
6
ff.
7
gg.
9
hh.
1
ii.
1
jj.
1
kk. Nω
(kW)
ll.
3
mm.
7
nn.
1
oo.
2
pp.
3
qq.
5
rr.
7
ss.
1
tt. Nf+
Nω (
kW)
uu.
7
vv.
1
ww.
2
xx.
3
yy.
4
zz.
6
aaa.
8
bbb.
1
16
17. §å ¸n tèt nghiÖp
Nhận xét:
Qua đồ thị cân bằng công suất (Hình1) và đồ thị thể hiện đường đặc tính ngoài ta
thấy được tương quan giữa công suất kéo của các bánh xe chủ động với công
suất của các lực cản chuyển động đồng thời cũng cho ta thấy đựơc mức độ sử
dụng công suất của động cơ.
2- Xác định chỉ tiêu lực kéo:
1/ Phương trình cân bằng lực kéo
Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô khi chuyển động tổng quát:
Pk=Pf+Pw±Pi ± Pj +Pm
Phương trình viết dưới dạng khai triển:
0. . . .e f h t
b
M i i i
r
η
= G.f.cosα + 2
.. VAk ± G.sinα ± δi
G
g
.J +n.Ψ.Q
Khi chạy ổn định Pj =0 (lực cản quán tính), xe con nên Pm=0 (lực cản kéo
moóc), trên đường bằng α = 0. →
0. . . .e f h t
b
M i i i
r
η
= G.f + 2
.. VAk
Để lập bảng tính lực kéo theo tốc độ cần sử dụng các công thức:
v = 0,377.
0
.
. .
b e
fc hm
r n
i i i ; Pkm=
0. .f t
b
i i
r
η
.Me.ihm = C.Me.ihm (N)
Trong đó: C =
0. .f t
b
i i
r
η
= 312,0
97,0.25,1.05,3
= 11,80
Bảng 4: Tính lực kéo Pk theo tốc độ ôtô.
ne(1/min)
Thông số tt
1500 200 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Me 165 185 232 250 260 265 260 250
Số truyền I 4.02 5.35 6.69 8.03 9.37 10.71 12.05 13.38
Pk1(N) 6230 6986 8760 9440 9818 10006 9818 9440
Số truyềnII 5.38 7.17 8.96 10.75 12.54 14.34 16.13 17.92
Pk2(N) 4653 5217 6543 7051 7333 7474 7333 7051
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
17
18. §å ¸n tèt nghiÖp
Số truyền III 5.89 7.78 9.73 11.67 13.62 15.56 17.51 19.45
Pk3(N) 4244 4759 5968 6431 6688 6817 6688 6431
Số truyền IV 7.18 9.57 11.96 14.36 16.75 19.14 21.53 23.93
Pk4(N) 3485 3908 4900 5281 5492 5597 5492 5281
Số truyền V 12.85 17.13 21.41 25.70 29.98 34.26 38.54 42.83
Pk5(N) 1947 2183 2738 2950 3068 3127 3068 2950
Số truyền VI 17 22 28 33 39 44 50 56
Pk6(N) 1499 1681 2108 2272 2362 2408 2362 2272
Bảng 5. Tính lực cản không khí theo tốc độ ôtô.
Tính theo công thức sau: Pω = k.F 2
.V và P f = G.f = 371(N)
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
ccc.
V(
m
/
s
)
ddd.
1
eee.
2
fff.
2
ggg.
3
hhh.
3
iii.
4
jjj.
5
kkk.
5
lll.
P
ω
(
N
)
mmm.
1
nnn.
3
ooo.
4
ppp.
6
qqq.
9
rrr.
1
sss.
1
ttt.
1
uuu.
P
f
+
P
ω
vvv.
5
www.
6
xxx.
8
yyy.
1
zzz.
1
aaaa.
1
bbbb.
1
cccc.
2
18
19. §å ¸n tèt nghiÖp
Đồ thị cân bằng lực kéo.
* Nhận xét kết quả :
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
19
20. §å ¸n tèt nghiÖp
- Qua đồ thị cân bằng lực kéo ta sẽ xác định được những chỉ tiêu động lực học
của ôtô khi chuyển động đều hay có thể xác định được cản lớn nhất của đường
mà ôtô có thể khắc phục được.
- Tại điểm đường cong được chia làm 2 nhánh:
+ nhánh bên phải là nhánh ổn định
+ nhánh bên phải là nhánh không ổn định .
- Nhánh cuối cùng của các đường cong Pki luôn nằm phía nhánh bên phải của tay
số Pk(i+1) tiếp theo (nhánh ổn định) nên khi chuyển số xe vẫn đảm bảo khắc phục
được lực cản.
3- Xác định chỉ tiêu về nhân tố động lực học D
- Xác định nhân tố động lực học D khi ôtô chở định mức
1/ Phương trình nhân tố động lực học D khi ôtô chở tải định mức
D = k wP P
G
−
Dạng khai triển: D =
G
VAk
r
iiiMe
b
thf 20
..
....
−
η
= jP P
G
ψ ±
= Ψ±
i
g
δ
.j
2/ Đồ thị nhân tố động lực học:
Dm= km wmP P
G
−
;
m = 1÷ 6 Là chỉ số ứng với số truyền đang tính
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
20
24. §å ¸n tèt nghiÖp
Dựa vào đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia khi tải trọng thay đổi có thể
xác định được:
+ Giá trị của nhân tố động lực học tại một vận tốc xác định khi tải thay đổi (
non tải hay quá tải ).
+ Hệ số cản lớn nhất của mặt đường.
+ Xác định vận tốc chuyển động của ôtô khi biết hệ số cản của mặt đường
và tải trọng.
CHƯƠNG II. THIẾT KẾ HỘP PHÂN PHỐI CƠ KHÍ.
A. Lựa chọn phương án thiết kế.
* Phương án lựa chọn thiết kế hộp phân phối có khớp ma sát:
- Hộp phân phối(HPP) chỉ dùng trên xe nhiều cầu chủ động. Tác dụng của
nó dùng để phân phối mô men từ động cơ ra các cầu xe. Trong HPP còn bố trí
thêm một số truyền nhằm tăng lực kéo bánh xe khi cần thiết.
- Li hợp ma sát khô nối động cơ với HTTL, Hộp số chính(HSC) cơ khí có 5
số tiến và một số lùi, trục ra của HSC đồng thời là trục dẫn động cầu trước, bánh
răng côn nằm trong khoang chung của HTTL, đầu ra của trục này dẫn động cầu
sau thông qua một bộ vi sai có khớp ma sát, và cặp bánh răng trụ nghiêng. Bộ vi
sai, khớp ma sát, cặp bánh răng trụ thẳng răng nghiêng tạo nên hộp phân phối.
Sơ đồ nguyên lí của HPP này dựa trên cơ sở một loại cặp truyền. Như vậy chế độ
làm việc của HPP cầu trước luôn thường xuyên làm việc. Hệ thống này rất mạnh
mẽ và đáng tin cậy, tuy nhiên hệ thống AWD không hiệu quả khi xe đi trên địa
hình gồ ghề, trơn trượt và nó vô dụng khi đi trên vỉa hè. Khi đó một trong 4 bánh
xe sẽ mất đi độ bám đường và cái còn lại sẽ nhận đủ 100% lực truyền động từ
cụm vi sai.
Hệ thống “AWD từng phần” thường phân phối lực bên trong cụm vi sai với tỉ lệ
50/50 từ bánh trước đến bánh sau khi chúng ta chuyển sang chế độ ASR. mỗi
bánh xe sẽ nhận 25% lực truyền động để giảm thiểu sự trượt của bánh xe. Hệ
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
24
25. §å ¸n tèt nghiÖp
thống này rất mạnh mẽ và đáng tin cậy. Tuynhiên thật không may nó lại vô dụng
khi cho xe lên vỉa hè. Một trong 4 bánh sẽ mất đi độ bám đường và cái còn lại sẽ
nhận đủ 100% lực truyền động từ cụm vi sai.
Hệ thống “AWD toàn thời gian” thông thường sử dụng vi sai kiểu khác bên
trong HPP, cụm vi sai có khớp ma sát với hệ thống đóng mở là các xi lanh thuỷ
lực với hệ điêu khiển điện tử có thể để điều khiển xe trở nên hữu dụng trên vỉa
hè và đương xấu. Quy trình được thực hiện do 1 hệ thống bánh răng quả dứa và
hành tinh. Nó đảm bảo cho 4 bánh thường xuyên nhận 25% lực truyền động(tại
một tiếp xúc và tỷ suất bám đường), do vậy nó tránh được hiện tượng bánh xe bị
trượt. Hệ thống này cũng rất mạnh và đáng tin cậy. Tuy vậy, hệ thống này sẽ
không phát huy tác dụng khi xe khởi hành ( giống như là bánh xe mất bám khi
khởi hành), nó cần phải có thêm một thiết bị điều khiển khi quay vòng, gọi là
“điều khiển độ bám”. Nếu 1 bánh xe hoặc hoặc một trục mất độ bám, vi sai cũng
vẫn cho phép trục quay ( một hoặc cả hai cầu xe). Để tránh trường hợp trên, một
số hệ thống AWD hoàn toàn được trang bị khoá vi sai khớp ma sát đóng mở nhờ
xi lanh thuỷ lực có điều khiển điện tử ( bao gồm một môtơ bước và hệ thống các
cảm biến hệ điều hành EMS (ECU). Nó hoạt động như một cụm vi sai Full time
- nó cũng có chức năng, độ tin cậy và mạnh mẽ như khi xe khởi hành.
* AWD “Full time”(AWD toàn thời gian): Có vi sai bên trong cấu trúc hộp phân
phối, mỗi bánh xe sẽ nhận 25% lực truyền khi độ bám 4 bánh bằng nhau. Tuy
nhiên vi sai trung tâm sẽ không thể khoá được. để tránh bị trượt, khi một bánh
hoặc một trục quay không tải lúc này hộp phân phối có khớp ma sát điều khiển
điện tử sẽ phân chia mômen xoắn ra cầu sau sự đồng đều mômen dựa trên độ
bám đường của bánh xe sẽ tránh cho xe bị trượt. Khi vận hành trên đườn trơn, tỉ
lệ truyền tới các bánh không hiệu quả, thiết bị khớp ma sát nối trên sẽ hoạt động
trên từng chu kì bị trượt tạo an toàn cho hệ thống truyền lực. Cụm HPP có khớp
ma sát điều khiển điện tử có thể đáp ứng yêu cầu truyền lực đến các bánh xe, nhờ
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
25
26. §å ¸n tèt nghiÖp
hệ thống nêu trên xe AWD khắc phụ được những nhược điểm để trở thành chiếc
xe có tính cơ động trên nền đường xấu.
Từ đó ta đưa ra phương án thiết kế hộp phân phối trên cơ sở một cấp truyền:
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
26
27. §å ¸n tèt nghiÖp
B. Mục tiêu đề tài phần thiết kế cơ khí:
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
SƠ ĐỒ HPP
27
28. §å ¸n tèt nghiÖp
Hộp phân phối có vi sai và khớp ma sát, trong xe hai cầu, ba cầu chủ động
phải có thêm hộp phân phối lắp phía sau hộp số chính dùng để truyền mômen
của động cơ tới các cầu chủ động của xe. Trường hợp có hai cầu chủ động
người ta thường dùng hai chế độ đóng mở xi lanh thuỷ lực để điều khiển
HPP: Một chế độ dùng để đóng và nhả khớp ma sát để truyền động tới cầu
sau và một chế độ dùng để ngắt khớp ma sát cắt truyền động tới cầu sau. Cần
phải giảm tốc trong hộp phân phối qua đó tăng mômen cho bánh xe chủ động
khi xe chạy trên đường xấu. Tuy nhiên xu hướng ngày nay để giảm tải thao
tác và sức lực của người lái, ngoài ra để có sự chính xác, độ nhạy, phù hợp xu
hướng phát triển công nghệ cơ điện tử thì thay cho việc điều khiển bằng tay là
điều khiển bằng điện tử với hệ thống cảm biến và bộ xử lí tín hiệu thông
minh.
* Bộ vi sai và khớp ma sát:
Bộ vi sai co kết cấu giống vi sai cầu, gồm các trục chữ thập, 2 bành răng bán
trục, 4 bánh răng hành tinh hoạt động dựa trên nguyên tắc ăn khớp của các
bánh răng và tăng nội ma sát nhờ khớp ma sát bố trí trong cùng vỏ vi sai.
Khớp ma sát là một ma sát ướt nhiều đĩa, các tấm ma sát là các lá thép gồm
các cặp đĩa răng trong và răng ngoài, khớp ma sát làm việc trong môi trường
chịu mài mòn, chịu nhiệt . Các đĩa răng ngoài nối với vỏ vi sai, các đĩa răng
trong liên kết với bánh răng bán trục các đĩa được lắp xên kẽ giữa đĩa răng
ngoài và đĩa răng trong và bị ép bởi xi lanh thuỷ lực đặt nằm cạnh vỏ vi sai
nhờ đó mà khớp ma sát có thể truyền lực ma sát lên bánh răng bán trục. Toàn
bộ gồm sáu cặp ma sát đảm bảo đủ truyền mô men qua khớp với lực ép của
xilanh thuỷ lực. Khi có hiện tượng trượt vào đường xấu thì các cảm biến tốc
độ ở bánh xe và cảm biến bướm ga truyền tìn hiệu về bộ xử lí trung tâm ECU
sau khi xử lí thông tin ECU truyền thông tin tới môtơ buớc dầu được bơm vào
xi lanh từ xi lanh chính vào các xi lanh chấp hành bố trí trong vi sai đóng các
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
28
29. §å ¸n tèt nghiÖp
khớp ma sát, khi xe thoát ra khỏi đường xấu thì cũng nhờ các cảm biến và
ECU điều khiển và khớp ma sát được mở ra.
Trên trục ra cầu trước có bố trí một khớp gài răng: một vành răng ngoài
nối liền trên trục ( lồng ngoài ) của vỏ vi sai, một vành răng ngoài khác nối
liền với trục dẫn động cầu trước ( tức là nối với bánh răng bán trục của bộ vi
sai ). Khớp ngoài có vành răng trong thường xuyên nằm ở vị trí không khoá
hai vành răng ngoài với nhau, tức là vi sai không bị khoá cứng, cho phép các
trục ra các cầu quay với tốc độ khác nhau.
- Nếu khớp ma sát hoạt động thì trục ra các cầu thực hiện quay cùng tốc
độ, khi đó đèn trên bảng điều khiển sẽ sáng nhờ cảm biến đóng mạch đặt
tại vỏ HPP.
- Dạng điều khiển bằng điện tử dùng công tắc điều khiển thông qua một
mạch điện làm quay một động cơ điện kiểu môtơ bước điều khiển xi lanh
thuỷ lực đạt trong HPP.
Nhờ cấu trúc như vậy mà luôn thực hiện chức năng gài số gắn liền với việc
khoá vi sai tăng khả năng cơ động của xe ( vượt lầy, hố, rãnh ).
Trong phần thân su có bơm dầu nhằm tạo điều kiện bôi trơn cưỡng bức, làm
mát cho HPP.
C. Tính toán thiết kế phần cơ khí.
I. Tính toán các thông số hình học và tính bền bộ truyền cặp bánh răng trụ răng
nghiêng:
* Chọn vật liệu: thép 40X xianua hóa trong chất lỏng với độ sâu 0,2 - 0,4mm đạt
độ cứng bề mặt 56HRC và lõi 30 - 45HRC.và có [ uσ ]= 850 (MN/m2
), [ tσ ] =
1500MN/m2
.
a. Chế độ tải trọng từ bánh xe chủ động cần tính toán theo điều kiện bám lớn
nhất của các bánh xe.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
29
30. §å ¸n tèt nghiÖp
M maxϕ =
f
b
ii
r
.
..G
0
maxϕϕ
= 25,1.05,3
312,0.8,0.19500
= 1277(Nm) ( 2 ) ( theo đồ án thiết kế hộp
số chính ô tô - máy kéo tác giả Nguyễn Văn Tài)
Trong đó: Gϕ =19500(N) - là tổng phản lực lên các bánh xe chủ động. Mômen
này tác dụng tại chỗ ăn khớp bánh răng của hộp phân phối.
it- tỉ số truyền tính từ bánh xe đến chi tiết cần tính. it = i0 = 3,05
maxϕ = 0,8 hệ số bám max
b. Xác định khoảng cách giữa các trục a:
33
max. 17. 1277 184( )A a M mmϕ= = = ( 3 ) ( theo đồ án thiết kế hộp số chính ô tô
- máy kéo. Tác giả Nguyễn Văn Tài).
Trong đó: a - hệ số kinh nghiệm với xe có HPP a =17 - 21,5 ta chọn a = 17.
c. Chọn mô đun bánh răng mn:
Cần chú ý: để giảm tiếng ồn khi làm việc, nên chọn mođun giảm và tăng bề rộng
b. Nên chọn mo dun thống nhất giữa các bánh răng để làm cho công nghệ chế
tạo và sửa chữa dễ hơn. Tính mođun cặp bánh răng trụ thẳng răng nghiêng chọn
theo kinh nghiệm. Mô dun xe con m =2,25 – 2,75 chọn m = 2,5.
d. Xác định số răng của các bánh răng :
Số răng của bánh răng chủ động: Z1= )1.(
cos..2
fcim
A
+
β
= 42,59
)25,11.(5,2
25cos.184.2 0
=
+
( 4 )
Góc nghiêng răng β = 200
- 250
chọn β = 250
Số răng của bánh răng bị động: '
1Z = Z1.ifc= 59,42.1,25 = 74,28
Chọn số răng Z1= 59 và '
1Z = 73(răng). Số răng càng nhỏ hộp phân phối có kích
thước càng gọn.
e. Tính chính xác khoảng cách trục A:
Khoảng cách trục được xác định theo công thức :
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
30
31. §å ¸n tèt nghiÖp
0
21
25cos2
)( ZZm
A
+
= = 184
25cos2
)7359.(5,2
0
=
+
mm
Bảng 1. Các thông số của cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh( tương
đương cặp bánh răng luôn ăn khớp ) :
Tên gọi Ký hiệu và
công thức
Thông số bánh
răng chủ động
1
Thông số bánh
răng bị động 2
Tỷ số truyền i 1,25 1,25
Bước răng t = m.π 8,64 8,64
Môđun m 2,5mm 2,5mm
Môđun mặt đầu ms= m/cosβ 2,75mm 2,75mm
Bước răng mặt đầu ts = π .ms 8,64 8,64
Góc ăn khớp α = 0α 200
200
Góc nghiêng β 250
250
Khoảng cách trục A A = 184 A = 184
Đường kính vòng chia d =(m.Z)/cosβ d1 = 153 mm d2= 215 mm
Đường kính vòng lăn dw= d dw = 153mm dw= 215 mm
Bán kính vòng chia r 81,5 mm 100,5 mm
Đường kính vòng tròn cơ sở d0= d.cos 0α d01 = 143 mm d02= 202mm
Đường kính vòng đỉnh Dd Dd1 =167mm Dd2 =229,4 mm
Đường kính vòng đáy Dc Dc1= 147 mm Dc2 = 200,8mm
Chiều cao răng h = 2,25.m h1= 10 mm h2 = 10 mm
Chiều rộng vành răng b = (5-6).m b1 = 25 mm b2 =25mm
Chiều dày răng trên vòng chia b’= b/cosβ b’1= 27mm b’2= 27 mm
Ta kiểm tra lại điều kiện trùng khớp, nghĩa là phải đảm bảo hệ số trựng khớp
ε >1.1.
ε =
0
0
2
02
2
2
2
01
2
1
cos..
sin.)(
2
1
απ
α
m
ADDDD dd −−+−
( 30) ( theo đồ án thiết kế hộp số
chính ô tô - máy kéo. Tác giả Nguyễn Văn Tài)
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
31
32. §å ¸n tèt nghiÖp
ε =
0
02222
20cos5,2.14.3
20sin.184)209230143167(
2
1
−−+−
= 3,8 > 1,1
II. Tính toán sức bền hộp số :
a. Chế độ tải trọng theo bám để tính mômen truyền đến các trục của hộp phân
phối:
Bảng 2. Giá trị mô men.
tt Tên gọi Theo bám từ bánh xe
1 Trục sơ cấp Mt1=
f
bx
ii
rG
.
..
M
0
max
1max
ϕ
ϕ
ϕ
= = 1277Nm
2
Trục thứ cấp
Mt2=
0
max
max2
..
i
rG
M
bxϕ
ϕ
ϕ
= = 1596 Nm
Trong đó :
i0 : tỷ số truyền của truyền lực chính. i0 = 3,84
if : tỷ số truyền của hộp số phụ. if = 1,25
maxϕ : hệ số bám lớn nhất. maxϕ = 0,8.
Gϕ : trọng lượng bám của ôtô: Gϕ =19500N
rbx : bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động. rbx = 0,312 m
• Lực tác dụng lên các cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
Bảng 3. Giá trị lực tác dụng.
Tên gọi Lực trên trục sơ cấp(kN) Lực trục thứ cấp(kN)
Lực vòng Pi (kN) Pi1= 2
s
t
mZ
M
.1
1
= 15,74 Pi2= 2.
s
t
mZ
M
.2
2
=15,75
Lực hướng kính Ri(kN) Ri1= Pi1.tgα = 5,73 Ri2= Pi2.tgα = 5,73
Lực chiều trục Qi(kN) Qi1 = Pi1. tgβ = 7,34 Qi2 = Pi2. tgβ = 7,34
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
32
33. §å ¸n tèt nghiÖp
b.Tính bền bánh răng :
*Kiểm tra sức bền uốn :
βπ
σ
Kymb
P
KKKKK
ntb
gctpcmsdu
****
****= (MN/m2
) ( 37 ) ( theo đồ án thiết
kế hộp số chính ô tô - máy kéo. Tác giả Nguyễn Văn Tài)
Trong đó :
b - chiều rộng làm việc của vành răng.
Kd: hệ số tải trọng động bên ngoài. Kd =1,2
Kms: hệ số tính đến ma sát. Kms= 1,1
Kc: hệ số tính dến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên
trục. Kc=1,0.
Ktp: hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây
lên. Ktp = 1,2 ÷1,3 chọn Ktp = 1,2
Kβ : hệ số kể đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức
bền bánh răng, tra đồ thị I-6.
mntb : môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình.
y : hệ số dạng răng, theo hình I-5.
Kgc: hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng do phương pháp
gia công gây nên. Kgc=1.
Cụ thể như sau:
- cặp bánh răng luôn ăn khớp: βK = 1,9; y = 0,15
== −−
−
9,1.15,0.10.5,2.14,3.10.14
10.74,15
0,1.2,1.0,1.1,1.2,1 33
3
uσ 796 MN/m2
Ta thấy uσ < [ uσ ] = 850 MN/m2
vậy thoả mãn điều kiện bền uốn.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
33
34. §å ¸n tèt nghiÖp
*Kiểm tra sức bền tiếp xúc:
Theo công thức ta có: )
11
.(
cos.sin'.
.
cos.418,0
21
'
rrb
EP
tx +=
αα
βσ (MN/m2
) ( 38 )
( theo đồ án thiết kế hộp số chính ô tô - máy kéo. Tác giả Nguyễn Văn Tài)
Trong đó :
β : góc nghiêng của răng.
P ‘
= (0,5 - 0,6).P = 7,87 - 9,45 chọn P’
= 8: lực vòng tính theo độ bền lâu hay
bền mỏi (N)
E : môđun đàn hồi. E = 2,2.105
N/m2
b’ = 16,55mm: chiều dài tiếp xúc của răng.
r1, r2 : bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động.
α = 200
: góc ăn khớp.
Cặp bánh răng ăn khớp:
)
5,100
1
5,81
1
.(10.
20cos.20sin.10.25
10.2,2.10.8
25cos.418,0 3
003
53
0
+= −
−
txσ =836MN/m2
Kiểm tra đk tσ < [ tσ ] = 1500MN/m2
.
Để xem thêm vui lòng mua tài liệu.
TrÞnh Quèc B¶o Líp
¤t«_K48
34
