MỤC LỤC
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU………………………………………………..……………….4
CHƯƠNG I: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THỦY LỰC
1.1 Nguyên lý làm việc của hệ thống dẫn động thủy lực …………………..5
1.1.1 Các bộ phận của hệ thống dẫn động thủy lực ……………………5
1.1.2 Sơ đồ hệ thống dẫn động thủy lực ………………………………..5
1.1.3 Nguyên lý làm việc của hệ thống dẫn động thủy lực …………….6
1.2 Xác định lực, hành trình và tốc độ dịch chuyển của xi lanh thủy lực ….7
1.2.1 Xác định lực tác dụng lên xi lanh thủy lực ………………………7
1.2.1.1 Kích thước cơ bản của cum cần nâng ………………………..7
1.2.1.2 Lực tác dụng lên cụm cần nâng khi xi lanh ở vị trí thấp nhất..8
1.2.1.3 Lực tác dụng lên cụm cần nâng khi xi lanh ở vị trí cao nhất.. 9
1.2.2 Xác định hành trình của xi lanh thủy lực ……………………….10
1.2.3 Xác định tốc độ dịch chuyển của xi lanh thủy lực ……………..11
1.3 Xác định mô men và tốc độ góc của tời ………………………………12
1.3.1 Tính phản lực và lực cần thiết để kéo xe ……………………….12
1.3.2 Xác định mô men của tời ……………………………………….14
1.3.3 Xác định tốc độ góc của tời …………………………………….15
1.4 Tính chọn bơm thủy lực ………………………………………………15
1.4.1 Các thông số đầu vào …………………………………………..15
1.4.2 Chọn bơm ………………………………………………………16
1.4.3 Tính kiểm tra …………………………………………………...17
1.5 Tính chọn mô tơ thủy lực …………………………………………….17
1.5.1 Các thông số đầu vào ……………………………………….....17
1.5.2 Chọn mô tơ thủy lực ……………………………………………17
1.5.3 Tính kiểm tra …………………………………………………...18
1.6 Tính chọn hộp trích công suất ………………………………………...19
1.6.1 Xác định tỷ số truyền của hộp trích công suất................... 19
1.6.2 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 20
1.6.3 Thiết kế cặp bánh răng hộp trích công suất...................... 21
1.6.3.1 Chọn vật liệu............................................................ 21
1.6.3.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.............................. 23
1.6.3.3 Xác định các thông số ăn khớp................................. 24
1.6.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc …………………25
1.6.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn……………………….27
CHƯƠNG II: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC DẪN ĐỘNG TANG TỜI
2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp giảm tốc.................................... 30
2.2 Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục...... 30
2.3 Thiết kế cặp bánh răng hộp giảm tốc………………………………32
2.3.1 Chọn vật liệu…………………………………………………32
2.3.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...................................... 34
2.3.3 Xác định các thông số ăn khớp......................................... 34
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.............................. 35
2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn................................... 37
2.4 Thiết kế cặp truyền trục vít – bánh vít....................................... 39
2.4.1 Chọn vật liệu................................................................... 39
2.4.2 Xác định ứng suất cho phép............................................ 40
2.4.3 Xác định khoảng cách trục............................................... 41
2.4.4 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc................. 41
2.4.5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn ...................... 42
2.5 Thiết kế trục cho hộp giảm tốc................................................. 43
2.5.1 Chọn vật liệu................................................................... 43
2.5.2 Tải trọng tác dụng lên trục............................................... 43
2.5.3 Tính sơ bộ đường kính trục.............................................. 45
2.5.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...... 46
2.5.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.............. 48
2.5.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi…………………………53
2.6 Tính chọn ổ lăn……………………………………………………...56
2.6.1 Chọn cấp chính xác…………………………………………….56
2.6.2 Chọn kích thước ổ lăn…………………………………………..56
2.6.2.1 Theo khả năng tải động…………………………………....56
2.6.2.2 Theo khả năng tải tĩnh……………………………………..57
KẾT LUẬN ……………………………………………………….……….59
TÀI LIỆU THAM KHẢO ………………………………………………..60
LỜI NÓI ĐẦU
Trong những năm gần đây, nền kinh tế đất nước ta ngày càng phát triển, nhu cầu đi lại, giao thương giữa các vùng miền trong cả nước cũng như nhu cầu xuất nhập khẩu hàng hóa phát triển rất nhanh và đa dạng. Cùng với tiến trình phát triển ấy, ngành giao thông vận tải nói chung và vận tải đường bộ bằng ô tô nói riêng cũng đang ngày một mở rộng. Cũng từ đó, số vụ tai nạn, hư hỏng ô tô dọc đường cũng ngày càng tăng đòi hỏi cần tăng cường công tác cứu hộ, cứu nạn đảm bảo hiệu quả và nhanh chóng. Trong điều kiện phát triển của ngành công nghiệp ô tô và ngành cơ khí chế tạo hiện nay cho phép ta có thể thực hiện việc chế tạo các cụm chức năng cứu nạn trong nước nhằm giảm giá thành, mở rộng phạm vi sử dụng loại phương tiện hiện đại này trong công tác cứu nạn.
Nắm bắt được nhu cầu này, được sự giúp đỡ của thầy giáo hướng dẫn: PGS.TS ..................... và các thầy giáo trong bộ môn cơ khí ô tô, đề tài tốt nghiệp của em có tên: “Thiết kế ô tô cứu nạn giao thông ô tô tải (khách) trên xe Sat-xi cơ sở KAMAZ 54112 (hệ thống dẫn động thủy lực)” sẽ góp phần đặt những cơ sở đầu tiên cho việc chế tạo ô tô cứu nạn dạng này và sử dụng rộng rãi trong công tác cứu hộ, cứu nạn hiện nay.
Do trình độ của bản thân cũng như thiếu kiến thức thực tế và thời gian có hạn nên đồ án của em không tránh khỏi những khiếm khuyết, sai sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo để đề tài tốt nghiệp của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!
Hà nội, ngày… tháng… năm 20…
Sinh viên thực hiện
………………..
CHƯƠNG I : XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THỦY LỰC
1.1. Nguyên lý làm việc của hệ thống dẫn động thủy lực
1.1.1. Các bộ phận của hệ thống dẫn động thủy lực thủy lực
Từ đặc tính làm việc của ô tô cứu nạn ta nhận thấy trong sơ đồ hệ thống dẫn động thủy lực của máy gồm các bộ phận quan trọng sau:
+ Một hộp trích công suất từ hộp số chính của động cơ dẫn động bơm thủy lực
+ Một bơm thủy lực
+ Một mô tơ thủy lực và hộp giảm tốc dẫn động tời
1.1.2. Sơ đồ hệ thống dẫn động thủy lực
Sơ đồ hệ thống thủy lực của ô tô cứu nạn thể hiện như hình dưới.
1.1.3. Nguyên lý làm việc của hệ thống dẫn động thủy lực
Từ cách sử dụng của ô tô cứu nạn ta nhận thấy quá trình dẫn động xi lanh nâng hạ cần và dẫn động quay tang tời là hai quá trình độc lập với nhau.
1.1.3.1. Quá trình nâng, hạ của xi lanh nâng cần
+ Khi công tắc chuyển mạch 8 ở vị trí II (vị trí nâng của xi lanh nâng cần), van điện khí 1 hoạt động mở van khí nén 20, dầu từ bơm dầu được thông qua van điều khiển 2 đi đến xi lanh nâng cần làm xi lanh dịch chuyển lên trên đẩy cơ cấu cần nâng lên.
1.1.3.2. Quá trình kéo tời
Dầu từ bình dầu 15 được dẫn động bởi hộp trích công suất đến van chuyển dòng 21, qua van đảo chiều 22 đi vào mô tơ thủy lực (mô tơ thủy lực nối với hộp giảm tốc) ra dẫn động quay tời. Van đảo chiều 22 có tác dụng đảo chiều dầu vào mô tơ thủy lực, giúp cho tang tời quay thuận hoặc nghịch tùy theo yêu cầu của công việc.
1.2. Xác định lực, hành trình và tốc độ dịch chuyển của xi lanh thủy lực
1.2.1. Xác định lực tác dụng lên xi lanh thủy lực
1.2.1.1. Kích thước cơ bản cụm cần nâng
Dựa trên các thông số đầu vào ta tính toán sơ bộ kích thước cơ bản của cụm cần nâng
1.2.1.2. Lực tác dụng lên cụm cần nâng khi xi lanh nâng ở vị trí thấp nhất
Tại vị trí xi lanh nâng thấp nhất lực tác dụng lên bàn nâng được thể hiện trên hình 3.1.
Phương trình cân bằng lực theo phương x và y
Sx = Fn.cos67o + X = 0 (1.2.1)
Sy = -4000 + Fn.sin67o - Y = 0 (1.2.2)
Phương trình cân bằng momen tại điểm O
SM = 4000.5392 - Fn.cos67o.363 - Fn.sin67o.1310 = 0 (1.2.3)
Từ công thức (1.2.3) ta tính được Fn = 16000 (Kg).
Để đơn giản trong quá trình tính toán và đảm bảo an toàn ta coi khối lượng cụm cần nâng( khoảng 600 Kg) đặt tại bàn nâng. Như vậy lực tác dụng vào xi lanh tăng lên một lượng là:
K = (4000 + 600)/4000 = 1,15
Như vậy lực thực tế tác dụng vào xi lanh là:
Fn = 16000.1,15 = 18400 Kg
1.2.1.3. Lực tác dụng lên cụm cần nâng khi xi lanh nâng ở vị trí cao nhất
Tại trạng thái này xuất hiện lực kéo do cần nâng không chỉ thực hiện công việc nâng xe lên khỏi mặt đất mà còn có nhiệm vụ kéo xe bị hỏng.
Phương trình cân bằng lực theo phương x và y
Sx = Fn.cos68o + X = 0 (1.2.4)
Sy = -4000 + Fn.sin68o - Y = 0 (1.2.5)
Phương trình cân bằng momen tại điểm O
SM = 4000.5474 - Fn.cos68o.476 - Fn.sin68o.1273 = 0 (1.2.6)
Từ công thức (1.2.6) ta tính được Fn = 16200(Kg)
Thay Fn vào công thức (1.2.4) và (1.2.5) ta tính được phản lực tại chốt tựa O
X = -6068 (Kg) ; Y = 11020(Kg)
Như vậy ta nhận thấy tại vị trí xi lanh nâng ở vị trí cao nhất thì yêu cầu lực nâng là lớn nhất. Ta lấy Fn = 16200 Kg
Để đơn giản trong quá trình tính toán và đảm bảo an toàn ta coi khối lượng cụm cần nâng( khoảng 600 Kg) đặt tại bàn nâng. Như vậy lực tác dụng vào xi lanh tăng lên một lượng là: K = (4000 + 600)/4000 = 1,15
Như vậy lực thực tế tác dụng vào xi lanh là: Fn = 16200.1,15 = 18630 Kg
1.2.3. Xác định tốc độ dịch chuyển của xi lanh thủy lực
Phần động lực học ta đã tính được lực nâng lớn nhất xi lanh thủy là 18630Kg và hành trình là 80mm
Từ các số liệu trong việc tính toán hệ thống thủy lực ta có áp suất dầu là: P = 120 KG/cm2 .
Thời gian nâng t = 4,16s
Vận tốc dịch chuyển của xi lanh thủy lực : Vn = 0,01923 (m/s)
1.3. Xác định mômen và tốc độ góc của tời
1.3.1. Tính toán phản lực và lực cần thiết để kéo xe
+ Kéo xe trường hợp xe nằm trên đường bằng
Chiếu các lực nên hai phương OX1 và phương vuông góc với OX1 ta có:
Fk - Pf2 - Pf1 = 0 (1.3.1)
Z1 + Z2 - G = 0 (1.3.2)
Trong đó:
G: Trọng lượng toàn bộ xe được kéo.
Pf2: Lực cản lăn tại bánh sau xe được kéo.
Pf2 = f.Z2 (f = 0.02, hệ số cản lăn).
Pf1: Lực cản lăn tại bánh trước xe được kéo.
Pf1 = f.Z1 (f =0.02, hệ số cản lăn).
Fk = Pf2 + Pf1
Fk = f.(Z1 + Z2) = f.G = 0,02.10000 = 200 (KG)
+ Kéo xe trường hợp xe nằm trên đường dốc
Các phương trình cân bằng lực:
Chiếu các lực nên hai phương OX1 và phương vuông góc với OX1 ta có:
Fk - Pf2 - G.sina - Pf1 = 0 (1.3.3)
Z1 + Z2 - G.cosa = 0 (1.3.4)
Trong đó:
G: Trọng lượng toàn bộ xe được kéo.
Pf2: Lực cản lăn tại bánh sau xe được kéo.
Pf2 = f.Z2 (f = 0.02, hệ số cản lăn).
Pf1: Lực cản lăn tại bánh trước xe được kéo
Pf1 = f.Z1 (f = 0.02, hệ số cản lăn).
Từ hệ phương trình (1.3.3), (1.3.4) ta có
Fk = Pf2 + Pf1 + G.sina
Fk = f.( Z1 + Z2) + G.sina = f.G.cosa + G.sina
Fk = G.(f. cosa + sina)
Fk = 10000.(0,02.cos120 + sin120)
Fk = 10000.(0,02.cos120 + sin120)
Fk = 2196 (KG)
1.3.2. Xác định mômen của tời
Từ hai trường hợp kéo xe nằm trên đường bằng và kéo xe nằm trên đường dốc ta nhận thấy kéo xe nằm trên đường dốc có lực kéo Fk lớn hơn nên lực kéo xe hỏng của tời là Fk = 2196(KG)
Mtg: mômen trên cuốn cáp của tang.
Mtg = Fk.d/2 (1.3.5)
Trong đó:
Fk: lực kéo, Fk = 2196(Kg)
d: Đường kính tang, dt = 190mm = 0,19m
Thay vào (1.3.5) ta có: Mtg = Fk..dt /2 = 2196.0,19/2 = 208KG.m
1.4. Tính chọn bơm thủy lực
1.4.1. Các thông số đầu vào
Ta thấy lưu lượng lớn nhất trong hệ thống là lưu lượng của xilanh nâng cần : Qx = 485 cm3/s = 29091 cm3/ph
Lưu lượng ra của bơm được chọn như sau : QB = (1,1 1,2)Qx = 1,1.29091 = 32000 cm3/ph
1.4.2. Chọn bơm
Nguyên tắc chọn bơm: Đảm bảo xi lanh hoạt động ở công suất lớn nhất
Kiểm tra các điều kiện :
+ Lưu lượng bơm phù hợp lưu lượng vào xi lanh
+ Tốc độ bơm hợp lý với thiết kế của hộp trích
+ Áp suất cho phép phù hợp
Từ các thông số tính toán được ở trên ta chọn bơm HIII 32K.
1.5. Tính chọn mô tơ thủy lực
1.5.1. Các thông số đầu vào :
Công suất tang tời: N =2,176 KW
1.5.2. Chọn mô tơ thủy lực :
Nguyên tắc chọn: Đảm bảo cho hộp giảm tốc và tang tời hoạt động ở công suất lớn nhất
Kiểm tra các điều kiên khác :
+ Áp suất mô tơ phù hợp với áp suất hệ thống
+ Lưu lượng mô tơ phù hợp với bơm
Từ các kết quả tính toán ở trên ta chọn mô tơ thủy lực loại 310 - 56
1.5.3. Tính kiểm tra
Ta thấy Nmt = 5,95 KW ³ 2,878KW -> đảm bảo
- Áp suất định mức của mô tơ Pdm = 200KG/cm2 > Pht = 120KG/cm2 -> đảm bảo
Kết luận : Ta chọn mô tơ thủy lực loại 310 - 56 là hợp lý.
1.6. Tính chọn hộp trích công suất
1.6.1. Xác định tỷ số truyền của hộp trích công suất
- Theo cấu tạo hộp số ta có tỷ số truyền từ trục khủy động cơ đến bánh răng trích công suất của hộp số it = 2,14
- Chế độ làm việc của động cơ khi thao tác cứu nạn có số vòng quay của động cơ ndc = 2200v/p - 2500v/p.
Chọn số vòng quay của động cơ khi cứu nạn ndc = 2200v/p
1.6.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
I. Trục chủ động của hộp trích công suất
II.Trục bị động của hộp trích công suất
III. Trục số lùi của hộp số
1. Bánh răng chủ động của hộp trích công suất
2. Bánh răng bị động của hộp trích công suất
3. Bánh răng trích công suất trên trục số lùi của hộp số
Thay số vào (1.6.1) ta có MII = 41356,5 (N.mm)
Tỷ số truyền của hộp trích công suất iht = 0,95
n1 = n2.iht = 1080,7.0,95 = 1026,7 v/ph
Vậy MI = 45206 N.mm
1.6.3 Thiết kế cặp bánh răng hộp trích công suất
1.6.3.1 Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ: Thép 40X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 260 –280
có sb = 950 MPa, sch = 700 MPa
Bánh răng lớn: Thép 40X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 230 –260
có sb = 850 MPa, sch = 550 MPa
Ứng suất cho phép: Thép 40X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 280 - 350, có:
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
soHlim = 2.HB + 70 (1.6.2)
soHlim1 = 2.270 + 70 = 610 (MPa)
soHlim2 = 2.240 +70 = 550 (MPa)
Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
soFlim = 1,8.HB (1.6.3)
soFlim1 = 1,8.270 = 486 (MPa)
soFlim2 = 1,8.240 = 432 (MPa)
Thay vào (1.6.4),(1.6.5) ta được:
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[sH1] = 610.1/1,1 = 554,545 MPa
[sH2] = 550.1/1,1 = 500 MPa
Với cặp bánh răng trụ, răng thẳng ta chọn
[sH] = min{[sH1], [sH2]} = 500 MPa
Ứng suất uốn cho phép
[sF1] = 486.1.1/1,75 = 277,714 MPa
[sF2] = 432.1.1/1,75 = 246,857 MPa
1.6.3.2 Xác định sơ bộ khoảng các trục
Thay vào (1.6.6) ta được: aw = 77,5 mm
Chọn aw = 80 mm
1.6.3.3 Xác định các thông số ăn khớp
m = (0,01 - 0,02)aw (1.6.7)
Số răng bánh 1:
Z1 = 2.aw/[m.(i+1)] (1.6.8)
Z1 = 2.80/[1,6.(0,95 + 1)] = 51,28. Lấy Z1 = 50
Z2 = Z1.i = 50.0,95 =47,5. Lấy Z2 = 48
Với Z1 = 50 ; Z2 = 48 ; i = Z2/ Z1 = 0,96
Tính lại khoảng các trục: aw = m.( Z1 + Z2)/2 (1.6.9)
aw = 1,6.(50 + 48)/2 = 78,4 mm
Để giữ nguyên aw ta phải dịch chỉnh.
Hệ số dịch chỉnh từng bánh:
x2 = 0,5.(xt - (Z1 - Z2).y/Zt)
= 0,5.(1,072 - (50 - 48).1/98) = 0,526
x1 = 1,072 - 0,526 = 0,546.
Góc ăn khớp atw
cosatw = Zt.m.cosa/(2.aw)
Theo tiêu chuẩn a = 20o
cosatw = 98.2.cos20/(2.80) = 0,921
atw= 22o55’38”
1.6.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Ứng suất uốn trên mỗi răng của bánh chủ động khi vào ăn khớp :
sF1 = 2.MI.kF.ye.yb.yF1/b.dw1.m (1.6.13)
Thay vào (1.6.13)
sF1 = 2.45206.1,358.0,572.1.3,54/32.81,633.1,6 = 59,48 MPa
sF1 < [sF1] = 278 MPa
Tra bảng ta có yF2 = 3,41
sF2 = 59,48.3,41/3,54 = 57,66MPa
sF2 < [sF2] = 247MPa
Vậy các điều kiện về bền uốn và tiếp xúc đều thoả mãn.
CHƯƠNG II : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC DẪN ĐỘNG TANG TỜI
2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
Vậy ta chọn hộp giảm tốc bánh răng trục vít có tỷ số truyền i = 60.
2.2 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
1. Bánh răng chủ động của hộp giảm tốc
2. Bánh răng bị động của hộp giảm tốc
3. Trục vít
4. Bánh vít
Thay vào (2.2) ta được: PII = kW
n2 = n3.i2 = 9.30 = 270 v/ph
Thay vào (2.1) ta được: M2 = N.mm
Tương tự (2.2) ta có: PI = kW
Thay vào (2.1) ta được: M1 = N.mm
2.3 Thiết kế cặp bánh răng hộp giảm tốc
2.3.1 Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ: Thép 40X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 260 - 280
có sb = 950 MPa, sch = 700 MPa
Bánh răng lớn: Thép 40X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 230 - 260
có sb = 850 MPa, sch = 550 MPa
Ứng suất cho phép: Thép 40X, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 280 -350, có:
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
soHlim = 2.HB +70 (2.3)
soHlim1 = 2.270 +70 = 610 (MPa)
soHlim2 = 2.240 +70 = 550 (MPa)
Thay vào (2.5),(2.6) ta được:
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[sH1] = 610.1/1,1 = 554,545 MPa
[sH2] = 550.1/1,1 = 500 MPa
Với cặp bánh răng trụ, răng thẳng ta chọn
[sH] = min{[sH1], [sH2]} = 500 MPa
Ứng suất uốn cho phép
[sF1] =486.1.1/1,75 = 277,714 MPa
[sF2] =432.1.1/1,75 = 246,857 MPa
2.3.2 Xác định sơ bộ khoảng các trục
Thay vào (2.7) ta được: aw = 95,329 mm
Chọn aw =100 mm
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Thay vào (2.13.4) ta được
kH = 1,086.1.1,146 = 1,245
Thay vào (2.13) ta được
sH = 274.1,669.0,869 = 450 MPa
sH < [sH] = 500 MPa.
2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Ứng suất uốn trên mỗi răng của bánh chủ động khi vào ăn khớp :
sF1 = 2.MI.kF.ye.yb.yF1/b.dw1.m (2.14)
Thay vào (2.14.1): kF = 1,193.1.1,355 = 1,617
Thay vào (2.14): sF1 = 2.47474,2.1,617.0,577.1.3,54/40.65,295.2 = 60,035 MPa sF1 < [sF1] = 278 MPa
ứng suất uốn trên mỗi răng của bánh bị động khi vào khớp.
sF2 = sF1.yF2/yF1 (2.15)
Tra bảng ta có yF2 = 3,41
sF2 = 60,035.3,41/3,54 = 58 MPa
sF2 < [sF2] = 247 MPa
Vậy các điều kiện về bền uốn và tiếp xúc đều thoả mãn.
2.4 Thiết kế cặp truyền trục vít - bánh vít
2.4.1 Chọn vật liệu
Do vsb < 5 m/s nên ta chọn vật liệu là đồng thanh không thiếc, có ký hiệu là: ÁpAặH10-4-4 để làm bánh vít, còn thép 45 làm trục vít, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45.
2.4.2 Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp cho phép:
Tra bảng, ứng với v = 1,581 m/s ta có [sH] = 258,38 MPa
Bánh vít đúc ly tâm có sb = 600 MPa, sch = 200 MPa.
Ứng suất uốn tiếp cho phép:
Với bộ truyền hai chiều ta có:
[sF] = [sFO].kFL (2.17)
[sFO] = 0,16.sb = 0,16.600 = 96 MPa
Thay số vào (2.17) ta được: [sF] = 0,829.96 = 79,584 MPa
2.4.4 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc
Vận tốc trượt thực tế:
vs = p.dw1.n1/60000.cosgw (2.19)
Thay vào (2.19) ta có:
vs = 3,142.100.270/60 000.cos 5,711 = 1,421 m/s
Tra bảng ứng với vs = 1,421 m/s ta có ứng suất tiếp giới hạn : [sH] = 261,580 MPa
2.4.5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn
ứng suất uốn trên mỗi răng khi vào khớp
sF = 1,4.M.yFkF/ (b2.d2.mn) (2.21)
Trong đó:
+ mn: Môdun pháp của bánh vít, mn = m.cosgw = 10.cos5,711 = 9,950 mm
+ kF: Hệ số tải trọng, kF = kFb. kFV
+ kFb = kHb = 1, kHV = kFV = 1,1
+ d2: Đường kính vòng chia bánh vít, d2 = m.Z2 = 10.30 = 300 mm.
Thay vào (2.21) ta được:
sF = 1,4.2040538,860.1,749.1,1/90.300.9,950 = 20,458 MPa
sF < [sF] = 79,584 MPa
Vậy cả điều kiện bền uốn và bền tiếp xúc đều được thoả mãn
2.5. Thiết kế trục cho hộp giảm tốc .
2.5.1. Chọn vật liệu.
Do hộp giảm tốc làm việc không thường xuyên, với tải trọng trung bình. Vì thế nên ta chọn vật liệu làm trục là thép 40X.
2.5.2. Tải trọng tác dụng lên trục .
Lực pháp tuyến của cặp bánh răng khi vào khớp
Fr1= Fr2 = Ft1.tgatw/cosb (2.22)
Thay vào (2.22): Fr1 = Fr2 = 1483,568.tg22,927 = 627,508(N)
Lực chiều trục trên bánh vít và tiếp tuyến trên trục vít
Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(g+j) (2.23)
Thay vào (2.24) ta được: Ft3 = Fa4 = 13603,592.tg(5,711+3,764) = 2270,359 N
Vậy ta có :
Ft1 = Ft2 = 1483,568 N
Fr1 = Fr2 = 627,508 N
Fa3 = Ft4 = 13603,592 N
Ft3 = Fa4 = 2270,359 N
Fr3 = Fr4 = 4984,095 N
2.5.4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ
lm1 = (1,2¸1,5.d1) = (1,2 ¸1,5).35 = 42¸52,5 mm. Lấy lm1 = 45 mm
Chiều dài moay ơ bánh vít
lm3 = (1,3¸1,8).d3 = (1,2¸1,8).60 = 72¸108 mm. Lấy lm3 = 90 (mm)
Trục bánh vít :
d3 = 60, nên b0 = 31 mm
l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(90 + 31) + 10 + 10 = 80,5 (mm).
l21 = 2.l22 = 2.80,5 = 161(mm).
l23 = l22 + 200 =161 + 200 = 361(mm).
(lấy chiều dài tang tời là l = 400(mm).)
2.5.6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Với thép 40X có sb = 950(Mpa).
s-1 = 0,436sb = 0,436.950 = 414,200(Mpa).
t-1 = 0,58s-1 = 0,58.414,200 = 240,236(Mpa).
Tra bảng ta có : ys = 0,1 ; yt = 0,05 ;
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó, smi = 0.
Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, tmi = 0 .
Do trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên: smi = 0 ; sai = ; smaxi = Mi/Wi .
Trục quay 2 chiều : tmi = 0 ; tai = tmaxi = Ti/W0i .
Vậy sai = 101481,660/1423,242 = 68,797(Mpa).
tai = 97915,488/4075,992 = 24,022(Mpa).
Mà ta có : ksdi = (ks/es + kx -1)/ky .
ktdi = (kt/et + kx -1)/ky .
Từ đó ta có : s = 3,552.7,758/ = 3,230
Vậy s > [s] = (1,5¸ 2,5), thoả mãn.
2.6. Tính chọn ổ lăn.
Theo phần tính toán lực tác dụng lên cặp răng ăn khớp, với cặp bánh vít - trục vít ta có :
Fa = 13603,592(N).
Fr = 4984,095(N) .
Vì vậy ta có Fa/Fr = 13603,592/4984,095 =2,729 > 1,5. Nên ta dùng ổ bi đũa côn
2.6.1 Chọn cấp chính xác.
Theo điều kiện làm việc cuả hộp giảm tốc, không cần độ chính xác cao cho nên ta chọn cấp chính xác là cấp 6, có độ đảo hướng tâm là 10mm.
2.6.2 Chọn kích thước ổ lăn .
2.6.2.1 Theo khả năng tải động .
Theo Fa/Fr = 13603,592/1.4984,095 = 2,729
Ta có:
X = 0,35; Y = 0,75 (theo bảng 11-4).
Vậy Q = (0,35.1.4984,095 + 0,75.13603,592).1.1 = 9498,481(N) = 9,498(KN).
Lh = 106.L /60.n
Vậy ta lấy Lh = 10.103(h).
Ta có : L = 10.103.60.270/106 = 162 (triệu vòng).
Đối với bi ổ đũa côn : m =10/3.
Vậy Cd = 9,498 = 43,707(KN).
d = 35(mm) , với điều kiện làm việc là trung bình ta chọn loại ổ lăn cỡ trung có:
D = 85(mm) ; C = 48,1(KN) ; C0 = 35,3(KN) ; a =12o.
Vậy ta có Cd < C (thoả mãn điều kiện tải động ).
2.6.2.2 Theo khả năng tải tĩnh.
Qt = X0Fr + Y0Fa < C0.
Với ổ bi đũa côn :
X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotga
Y0 = 0,22.cotg12o = 1,035
Vậy Qt = 0,5.4984,095 + 1,035.13603,592 = 16571,765(N) = 16,572(KN).
Ta có C0 = 35,3 > Qt (thoả mãn điều kiện tải tĩnh).
Đầu còn lại ta chọn bi cầu 1 dãy (ổ đỡ).
Với d = 35(mm) (cỡ trung):
D = 80(mm) ; B = 21 ; r = 2,5 ; C = 26,2(KN) ; C0 = 17,9(KN).
Tương tự ta có các điều kiện động và tĩnh đều thoả mãn.
Đối với trục của bánh vít: d = 70(mm), ta chọn loại ổ bi đũa cỡ trung, có các thông số: D = 158(mm) ; C = 168,0(KN) ; C0 = 137,0(KN) ; a = 11,67o.
Với cách kiểm nghiệm tương tự trên ta thấy cả 2 điều kiện bền động và tĩnh đều thoả mãn.
KẾT LUẬN
Qua thời gian làm đồ án tốt nghiệp với sự cố gắng của bản thân, sử dụng những kiến thức đã được học về chuyên nghành cơ khí ô tô áp dụng vào thực tế cùng với sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo: PGS.TS.……………… cùng các thầy trong bộ môn Cơ khí ôtô đến nay đồ án của em đã được hoàn thành đúng tiến độ đã được giao.
Với đề tài: “Thiết kế ô tô cứu nạn giao thông ô tô tải(khách) trên xe sat-xi cơ sở KAMAZ 54112 (hệ thống dẫn động thủy lực)” đồ án đã được các kết quả sau:
- Phân tích rõ cấu tạo và nguyên lý làm việc của ô tô cứu nạn giao thông đặc biệt là ô tô cứu nạn xe khách, xe tải.
- Phân tích rõ cấu tạo cũng như nguyên lý làm việc của hệ thống thủy lực dẫn động cụm cần nâng trên xe cứu nạn
- Thiết kế hộp giảm tốc dẫn động quay tang tời
Qua thời gian làm đồ án em nắm vững được nguyên lý cấu tạo và làm việc của ô tô cứu nạn giao thông. Đây chính là cơ sở và kinh nghiệm quan trọng đối với em sau khi ra trường.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo: PGS.TS.……………… và các thầy trong bộ môn Cơ khí ô tô đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Bộ môn Cơ khí ô tô - ĐHGTVT - Hà Nội, 2006 - Ô tô và xe máy chuyên dùng
[2]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - NXB Giáo dục - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
[3]. Phùng Văn Khương, Phạm Văn Vĩnh - ĐHGTVT - Hà Nội, 2001 - Thủy lực và máy động lực
[4]. Vũ Đình Lai, Nguyễn Xuân Lựu, Bùi Đình Nghi - NXB GTVT - Hà Nội, 2004 - Sức bền vật liệu
[5]. Thông tin về các loại xe cứu nạn - http://cuuho116.com
[6]. Eropean Tow Show - http://www.towshow.co.uk
[7]. Sổ tay kỹ thuật ô tô KAMAZ 54112 - sưu tầm
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"