Bài giảng Tính toán thiết kế ô tô - Chương 7: Truyền lực chính

CHƯƠNG 7: TRUYỀN LỰC CHÍNH. I. CÔNG DỤNG, PHÂN LOẠI VÀ YÊU CẦU (tự đọc). II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 1. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn – răng xoắn. Phân tích lực tác dụng tương hỗ N giữa hai bánh răng: 21 PPN  mpMP 1 mpMPPP  212 A A N P2 P1  P1 P S  A S P  rtbP2 (1) G HA N P 2 P 1 S P x O 1 M φ II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 1. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn – răng xoắn. A A N P2 P1  P1 P S  A S P  rtbP2 Phân tích lực P 1 thành 2 lực thành phần: SPP 1 2, PSmpMPmpMS  2PSPN  tbr M P  Lực vòng P được xát định: (2) (3) (4) : góc ăn khớp của bánh răng. : góc nghiêng răng của bánh răng. : nửa góc đỉnh của bánh răng. II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 1. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn – răng xoắn. A A N P2 P1  P1 P S  A S P  rtbP2 tgPS .=>    cos . .12 tgP tgPP => (5) (6) sin 2 1 b rrtb Với r 1 : bán kính vòng tròn cơ sở ở đáùy răng b: chiều dài răng II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 1. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn – răng xoắn. Phân tích các lực P 2 và S thành các lực thành phần: P 2 .cos S.cos P 2 .sin S.sin S P 2   x y Lực chiều dọc trục Q:   cos.Ssin.PXQ 2i Lực hướng kính R:   sin.Scos.PYR 2i     cos.sinsin.tg cos P Q => (7) (8) (9)     sin.sincos.tg cos P R => (10) Q P R II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 1. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn – răng xoắn. Q P R Chiều của M Răng xoắn Lực Q (8) Lực R (10) Dương ( + ) Phải Trái  + +  Âm (  ) Phải Trái +   + Với bánh răng nón – răng xoắn thì  1 =  2 => Lực tác dụng lên bánh răng bị động cách tính cũng tương tự. P 1 = P 2 , Q 1 = Q 2 , R 1 = R 2 => Để giảm lực chiều dọc trục: Đối với xe tải:  < 350 Đối với xe du lịch:  = 400 -450 II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 2. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng hypôit. a. Bánh răng chủ động: Lực vòng P: Lực chiều dọc trục Q: Lực hướng kính R: Truyền động hypôit  1 ≠  2 1tb 1 r M P   111 1 1 1 cossinsin cos   tg P Q   111 1 1 1 sinsincos cos    tg p R II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 2. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng hypôit. a. Bánh răng bị động: Lực vòng P: Lực chiều dọc trục Q: Lực hướng kính R: 1 2 12 cos cos PP     222 1 1 2 cossinsin cos   tg P Q   222 1 1 2 sinsincos cos    tg p R Góc xoắn  1 và  2 chọn như sau: Khi Z 1 < 13 chọn  1 = 50 0 Khi Z 1 > 13 chọn  1 = 45 0  2 = 20 0 – 300 II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. 2. Các lực tác dụng lên cặp bánh răng hypôit. Khoảng dịch trục E: Khi tải trọng xe nhỏ hơn 30KN thì E  0,2D 02 Khi tải trọng xe lớn hơn 30KN thì E  0,125D 02 3. Tính bền bánh răng truyền lực chính. Truyền lực chính ở ôtô được tính toán theo ứng suất uốn và tiếp xúc: a. Tính toán kiểm tra ứng suất uốn:  u he u r b tbr hiM σ cos.sin 2 1.. ..24 σ 2 2 1 2 1 1max           r 1 , b, t, h: bán kính, chiều rộng, bước ren, chiều cao răng   2/900700 mMNu  II. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH. b. Tính toán kiểm tra ứng suất tiếp xúc:  tx tđtđ tx rrb EP           21 11 sin.cos. . 418,0  coscos2 tb tđ r r  3. Tính bền bánh răng truyền lực chính.   2/25001500 mMNtx  P: lực vòng tác dụng lên bánh răng E: modun đàn hồi của vật liệu, E = 2,15.10 5 MN/m 2 Trong đó: III. THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH: . (Xem tài liệu)