Thay đổi tỷ số truyền của hệ thống truyền lực để tạo được lực kéo tại các bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện chuyển động. Tạo chuyển động lùi cho ô tô. Có thể ngắt dòng truyền lực trong thời gian dài. Trên một số ô tô, chức năng thay đổi mômen truyền có thể được đảm nhận nhờ một số cụm khác (hộp phân phối, cụm cầu xe) nhằm tăng khả năng biến đổi mô men đáp ứng mở rộng điều kiện làm việc của ô tô.
TỔNG QUAN
Công dụng
- Thay đổi tỷ số truyền của hệ thống truyền lực để tạo được lực kéo tại các bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện chuyển động.
- Tạo chuyển động lùi cho ô tô.
- Có thể ngắt dòng truyền lực trong thời gian dài.
Trên một số ô tô, chức năng thay đổi mô men truyền được thực hiện bởi các cụm như hộp phân phối và cụm cầu xe, giúp tăng khả năng điều chỉnh mô men và mở rộng điều kiện làm việc của xe.
Yêu cầu
Cấu tạo của ô tô cần đáp ứng một số yêu cầu cơ bản sau:
- Có số tay số và dải tỷ số truyền thích hợp để đảm bảo được tính năng động lực học và tính kinh tế nhiên liệu của xe.
- Phải có hiệu suất truyền lực cao.
- Việc chuyển số phải được thực hiện dễ dàng, tiện lợi (lực tác động và hành trình cần gạt không quá lớn), nhanh chóng và không gây tiếng ồn.
- Có cơ cấu định vị chống nhảy số và cơ cấu chống gài đồng thời hai số.
- Có vị trí trung gian để có thể ngắt động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong thời gian dài.
- Có cơ cấu báo hiệu khi gài số lùi.
- Kết cấu nhỏ, gọn, dễ điều khiển, bảo dưỡng và sửa chữa.- Có khả năng bố trí cụm trích công suất để dẫn động các thiết bị phụ khác.
Phân loại
Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:
1.3.1.Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc
-Hộp số có tất cả các trục cố định.
Hộp số có trục di động, hay còn gọi là hộp số hành tinh, là một phần quan trọng trong cụm hộp số tự động, được lắp đặt ngay sau động cơ Cụm này bao gồm hệ thống điều khiển điện từ thủy lực hoạt động theo chương trình lập sẵn, cho phép tự động điều chỉnh và thay đổi tỷ số truyền bên trong hộp số Cấu tạo của hộp số hành tinh trên ô tô và các phương tiện giao thông khá phức tạp, được hình thành từ các cơ cấu hành tinh cơ bản hoặc các cơ cấu hành tinh tổ hợp.
1.3.2 Theo số trục của hộp số (không kể trục số lùi)
Trên ô tô con thường sử dụng hộp số chính ba trục hoặc hai trục
Hộp số ba trục bao gồm trục chủ động (trục sơ cấp) và trục bị động (trục thứ cấp) được thiết kế đồng trục Hầu hết các số truyền được thực hiện thông qua hai cặp bánh răng ăn khớp, cho phép tạo ra số truyền thẳng khi nối trực tiếp hai trục Cấu trúc này thường thấy trên các loại ô tô có cầu sau chủ động.
1.3.3 Theo số tỷ số truyền chung của hộp số chính.
Theo số lượng số tiến là 3,4,5…
1.3.4 Theo đặc điểm thay đổi tỷ số truyền: hộp số vô cấp và hộp số có cấp.
Hộp số vô cấp là thiết bị quan trọng trong hệ thống truyền lực vô cấp, cho phép tỷ số truyền thay đổi liên tục trong khoảng R đã định, từ thấp đến cao và ngược lại Trên ô tô, các bộ truyền vô cấp thường gặp bao gồm biến mô men thủy lực và bộ truyền đai đặc biệt Khi mô men động cơ hoạt động ở giá trị nhất định, sự biến đổi mô men sau hộp số vô cấp diễn ra liên tục, do đó, các bộ truyền này được gọi là bộ truyền liên tục trong khoảng tỷ số truyền R Ví dụ, trên biến mô men thủy lực, khoảng R có thể đạt tới 2,7, trong khi bộ truyền đai đặc biệt có thể đạt R = 4,5.
Hộp số có cấp, hay còn gọi là hệ thống truyền lực có cấp, được sử dụng rộng rãi trên ô tô với tỷ số truyền thay đổi qua các giá trị cố định, tạo thành bộ truyền gián đoạn Mức độ gián đoạn này phụ thuộc vào số lượng tỷ số truyền bên trong hộp số Trong khi đó, bộ truyền vô cấp bao gồm các điểm ngoài của hộp số có cấp, cho phép điều chỉnh mô men và tốc độ một cách mượt mà hơn, tối ưu hóa công suất của động cơ Hệ thống truyền lực có thể kết hợp giữa bộ truyền vô cấp và hộp số có cấp để nâng cao hiệu suất hoạt động.
1.3.5 Theo phương pháp điều khiển chuyển số của hộp số Điều khiển bằng tay, điều khiển tự động, và điều khiển bán tự động Trong thời gian gần đây đã xuất hiện các hộp số cho phép làm việc theo phương pháp điều khiển bằng tay và điều khiển tự động tùy chọn bằng các nút chọn trên bảng điều khiển (hộp số có hai li hợp trên một số ô tô con).
Hộp số ô tô có hai loại chính: hộp số đơn giản có cấp và hộp số tự động chuyển số Mỗi loại hộp số mang lại những đặc điểm và ưu điểm riêng, phù hợp với nhu cầu sử dụng khác nhau của người lái.
Đặc điểm cấu tạo của hộp số cơ khí có cấp
Hộp số cơ khí trên ô tô tải hiện nay thường có 2 loại hộp số: hộp số 2 trục, và hộp số 3 trục.
Hộp số 3 trục có các bộ phận chính sau đây: Bánh răng, trục sơ cấp, trục thứ cấp, trục số lùi
Cơ cấu điều khiển gồm có: cơ cấu định vị trục trượt, khóa hãm, bộ đồng tốc, tay số.
Hộp số này có ưu điểm sau:
Hộp số này có kích thước bên ngoài giống nhau nhưng tỉ số truyền lớn, điều này rất quan trọng với động cơ cao tốc hiện nay được sử dụng phổ biến trên ô tô Việc đảm bảo tỉ số truyền như nhau với hộp số nhỏ gọn và nhẹ sẽ giúp giảm trọng lượng tổng thể của ô tô.
Trục sơ cấp và trục thứ cấp được đặt đồng tâm, tạo ra tỷ số truyền thẳng, có nghĩa là chúng được gài cứng với nhau Trong trường hợp này, hiệu suất đạt gần 1, vì truyền động không thông qua bất kỳ cặp bánh răng nào Điều này đặc biệt quan trọng đối với ô tô, khi thời gian làm việc ở số truyền thẳng chiếm từ 50% đến 80% Trên các đoạn đường bằng phẳng, việc gài số truyền thẳng giúp giảm thiểu thời gian sử dụng các tay số trung gian, dẫn đến kích thước của bánh răng và ổ bi ở các tay số này cũng được tối ưu hóa.
Hộp số có số truyền thẳng gặp khuyết điểm do ổ bi đằng trước của trục thứ cấp được đặt vào lỗ sau của trục sơ cấp, khiến ổ bi không thể lớn hơn do kích thước trục sơ cấp Khi hoạt động, ổ bi này chịu lực tác dụng và ở trạng thái căng thẳng Trong hộp số, các bánh răng có vai trò truyền động giữa các trục, và để thực hiện được điều này, các bánh răng trên các trục phải ăn khớp với nhau.
Hình 1.2 Đường truyền công suất
Bánh răng trong hộp số được cố định trên trục bằng then bán nguyệt hoặc then bằng, và có thể liền khối với trục Ngoài ra, bánh răng lắp lồng không được gắn trực tiếp trên trục mà nhờ vào bạc lót.
Khi áp dụng phương pháp di trượt để gài số, cần sử dụng bánh răng thẳng trên các then hoa, điều này làm giảm chất lượng ăn khớp so với bánh răng nghiêng Để sử dụng bánh răng nghiêng, các then hoa phải được sản xuất bằng công nghệ xoắn phức tạp.
Hộp số hay còn gọi là loại trục cố định không đồng tâm, không có số truyền thẳng, với mỗi số truyền chỉ có một cặp bánh răng ăn khớp Loại hộp số này mang lại nhiều ưu điểm đáng chú ý.
- Có hiệu suất cao, bởi vì ở tất cả các số truyền làm việc sự ăn khớp chỉ qua một cặp bánh răng.
Hộp số này cho phép tăng cường độ cứng vững và độ bền của các chi tiết, nhờ vào việc không có cụm nào bị giới hạn bởi điều kiện kích thước.
Hộ số có kết cấu đơn giản, tiện lợi cho việc sử dụng Tuy nhiên, nhược điểm của loại hộ số này là kích thước lớn, do tỷ số truyền chỉ được tạo ra từ một cặp bánh răng ăn khớp, dẫn đến trọng lượng nặng.
Hộp số 3 trục có cấu tạo và nguyên lý làm việc tương tự như các cơ cấu điều khiển khác, chỉ khác biệt ở bố trí và số lượng trục Loại hộp số này thường được sử dụng cho xe du lịch với cầu trước chủ động, mang lại hiệu suất vận hành tối ưu.
Hình 1.3 Kết cấu hộp số 2 trục đặt ngang
2- Các bánh răng cấp số 4
4- Các bánh răng cấp số
5-Các bánh răng cấp số 3.
7- Các bánh răng số lùi.
8- Các bánh răng cấp số 1
9- Bán trục bên phải và trái
10- Phớt chặn dầu bộ vi sai
11- Vành răng bộ vi sai.
12- Bộ đồng tốc cấp số một- hai.
13- Bộ đồng tốc cấp số ba- bốn
15- Bánh răng chủ động trục thứ cấp.
Ngày nay, hộp số hai trục trở nên phổ biến trên ô tô du lịch, đặc biệt là những xe có tải trọng phân bố đồng đều lên hai cầu Thiết kế này đảm bảo tính gọn nhẹ cho hệ thống truyền lực, phù hợp với không gian gầm xe hạn chế Hộp số bao gồm hai cụm bộ phận chính: cụm hộp số sang số bằng tay và bộ vi sai Công suất động cơ được truyền từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp, nơi bánh răng chủ động của trục thứ cấp truyền mômen cho bộ vi sai, giúp quay các bán trục.
Các bộ phận chính của hộp số
Cơ cấu điều khiển là bộ phận thiết yếu của hộp số, bao gồm các thành phần như đòn điều khiển, trục trượt, càng cua, cơ cấu định vị khoá hãm, cơ cấu định vị số lùi, ống gài số và bộ đồng tốc Nhiệm vụ chính của nó là dịch chuyển các bánh răng tương ứng với các ống gài số hoặc bộ đồng tốc khi thực hiện thao tác gài và nhả số Để đảm bảo tính tiện lợi cho người điều khiển, đòn điều khiển cần được bố trí một cách hợp lý.
Hình 1.4: cơ cấu gài số
Có hai loại đòn điều khiển tùy theo cách bố trí: loại đặt trực tiếp trên nắp hộp số và loại đặt riêng rẽ Đối với loại đặt trực tiếp, đòn điều khiển được lắp từ trên xuống, ép vào mặt tựa hình cầu bằng lò xo 1 hoặc lò xo 2 từ dưới lên thông qua đĩa 5 Có trường hợp đòn điều khiển lắp từ dưới lên, khi đó lò xo 6 sẽ ép đòn từ dưới lên và được giữ ở vị trí đúng nhờ chốt định vị 3 Bề mặt tựa hình cầu được bảo vệ khỏi bụi bẩn và nước bằng bao 4.
Trong quá trình gài số, việc sử dụng chốt định vị và khóa hãm là cần thiết để đảm bảo an toàn và chính xác Chốt định vị giúp gài số đúng vị trí, cho phép bánh răng ăn khớp hoàn toàn, tránh tình trạng gài và nhả số ngẫu nhiên Khóa hãm được thiết kế với khuyết tương ứng với số lượng cấp số cần gài, đồng thời tạo khoảng trống cho vị trí trung gian Khi gài số, chốt hãm sẽ bị nén, ngăn không cho các thanh trượt di chuyển, từ đó tránh hiện tượng gài hai số cùng lúc Các loại chốt định vị bao gồm bi, cốc, thanh và khóa, trong khi khóa hãm có các loại bi, thanh và tấm khía rãnh.
Hình 1.5: Kết cấu đòn điều khiển đặt trực tiếp trên hộp số ôtô.
Trên hầu hết các hộp số ôtô hiện nay, bộ đồng tốc quán tính được sử dụng để nối ghép trục với bánh răng quay trơn khi gài số, giúp tránh va chạm giữa các bánh răng Nhiệm vụ của bộ đồng tốc là làm đồng đều nhanh chóng tốc độ bánh răng quay trơn trên trục so với tốc độ của trục trước khi gài số Đối với xe tải, loại đồng tốc chủ yếu sử dụng là loại 1 (loại chốt hãm) Mặc dù bộ đồng tốc ôtô có nhiều kiểu khác nhau tùy theo kết cấu cụ thể, chúng đều có chung một cấu tạo cơ bản.
Bộ phận nối 1 được thiết kế giống như ống gài với răng ngoài hoặc trong, có chức năng kết nối then hoa với trục Nó có khả năng di chuyển dọc theo trục theo hai hướng để kết nối với bánh răng số.
4 khi đã đồng đều tốc độ.
Hình 1.7: Kết cấu bộ đồng tốc chốt hãm kiểu A ( bộ phận nối kiểu liền)
1 bộ phận nối ; 2 chốt hãm; 3 vành ma sát; 4 bánh răng gài số; 5,6 chốt định vị
Chốt hãm (2) đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra phản lực ngược lên bộ phận nối (1), giúp ngăn chặn việc gài số khi tốc độ giữa bộ phận nối (1) và bánh răng gài số (4) chưa đồng đều.
Vành ma sát (3) của đồng tốc đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra mô men ma sát giữa nó và bề mặt ma sát trên bánh răng gài số (4) Nhiệm vụ chính của vành ma sát là giúp đồng đều tốc độ giữa hai bộ phận này trước khi thực hiện việc gài số.
Bộ phận định vị gồm định vị 5 và chốt 6 giữ cho các vành ma sát ở vị trí trung gian khi bộ đồng tốc không gài số, đồng thời cho phép vành ma sát 3 tiếp xúc với vành ma sát trên bánh răng khi gài số Bộ đồng tốc loại Ia với thiết kế nối liền khối như ống gài được sử dụng phổ biến trên xe tải và xe khách cỡ trung bình và lớn nhờ vào kết cấu vững chắc và độ tin cậy cao.
Các nhà máy MAZ và KRAZ của Liên Xô cũ sử dụng đồng tốc loại Ib với bộ phận nối kiểu rời, bao gồm các chi tiết 1A và 1B, có cấu tạo và nguyên tắc làm việc tương tự Điểm khác biệt là hai vành ma sát 3 của đồng tốc được làm liền khối, khiến cho bộ phận nối tách rời được liên kết qua chốt hãm 2 Tuy nhiên, nhược điểm của loại này là việc chế tạo hốc hãm H trên ống ma sát 3 trở nên khó khăn hơn.
Khi tốc độ giữa bánh răng gài số 4 và bộ đồng tốc chưa đồng đều, mô men ma sát sẽ hình thành trên vành ma sát, làm cho chốt hãm tì vào bề mặt hãm với góc nghiêng β trên bộ phận nối Phản lực xuất hiện tại đây có thành phần lực chiều Q’ tác dụng ngược lên bộ phận nối, giúp nó ăn khớp với khớp răng tương ứng trên bánh gài số 4.
Khi tốc độ giữa hai bề mặt côn đồng đều, mô men ma sát sẽ không còn xuất hiện Lực Q do người lái tạo ra chỉ cần đủ để thắng lực lò xo định vị 5, giúp chốt hãm 2 thoát khỏi bề mặt hãm Sau đó, vành răng của bộ phận nối sẽ ăn khớp với vành răng trên bánh răng gài số 4, từ đó việc gài số được thực hiện.
Khi tốc độ giữa bánh răng gài số 4 và bộ đồng tốc chưa đồng đều, mô men ma sát hình thành trên vành ma sát làm chốt hãm tì vào bề mặt hãm với góc nghiêng β trên bộ phận nối Phản lực xuất hiện tại đây có thành phần lực chiều Q’ tác dụng ngược lên bộ phận nối, giúp nó ăn khớp với khớp răng tương ứng trên bánh gài số 4.
Khi tốc độ giữa bánh răng gài số 4 và bộ đồng tốc chưa đồng đều, mô men ma sát xuất hiện trên vành ma sát 3 Điều này dẫn đến chốt hãm 2 tì vào bề mặt hãm với góc nghiêng β trên bộ phận nối 1, tạo ra phản lực với thành phần lực chiều.
Q’ tác dụng ngược lên bộ phận nối 1 vào ăn khớp với khớp răng tương ứng trên bánh gài số 4
Khi tốc độ giữa hai bề mặt côn đồng đều, mô men ma sát sẽ không còn xuất hiện Lúc này, lực Q từ người lái chỉ cần đủ để thắng lực lò xo định vị, giúp chốt hãm thoát khỏi bề mặt hãm Điều này cho phép vành răng của bộ phận nối ăn khớp với vành răng trên bánh răng gài số 4, từ đó việc gài số được thực hiện.
Để gài số 4 một cách hiệu quả, cần đảm bảo tốc độ giữa bánh răng gài số 4 và bộ phận nối 1 là đồng đều Điều này giúp tránh va đập giữa các răng và giảm tải trọng động cho toàn bộ hệ thống truyền lực trên ôtô.
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ17
Chọn xe tham khảo
Bảng 2.1.Thông số xe tham khảo
Thông số xe tham khảo
Chiều dài lớn nhất 4705mm
Chiều rộng lớn nhất 1720mm
Chiều cao lớn nhất 1375mm
Chiều dài cơ sở 2655mm
Khoảng sáng gầm xe 140mm
Khối lượng toàn bộ 1360kg Động cơ Đặt trước & dọc
Dung tích động cơ 1998cc
Công suất cực đại 153mã lực (6400vg/phút)
Momen cực đại 186Nm(4400 vg/phút)
Tỉ số truyền lực chính 4.36
2.2 Các phương án lựa chọn
Hình 2.2 Sơ đồ hộp số 2 trục 5 cấp số Vị trí gài Dòng truyền
Hộp số 2 trục phổ biến trên ô tô con với động cơ nằm ngang và cầu trước chủ động, nhờ vào kết cấu gọn gàng, ít chi tiết và độ cứng vững cao của các trục Hệ thống này có thể được thiết kế với 4, 5 hoặc nhiều cấp số truyền khác nhau.
Trục chủ động, hay còn gọi là trục sơ cấp, đồng thời cũng là trục bị động của li hợp, được đặt trên hai ổ lăn Trên trục này, có hai bộ khớp gài dạng đồng tốc được bố trí, kèm theo then hoa gắn trên trục Các bánh răng chủ động số 1, số 2 và số lùi được chế tạo liền trục.
Trục bị động (trục thứ cấp) được bố trí trên 2 ổ lăn và mang theo 3 bánh răng bị động lắp then hoa, giúp truyền momen sang trục bị động Các bánh răng số 1 và số 2 quay trơn trên trục qua các ổ con lăn, liên kết với trục nhờ khớp gài đồng tốc G3 Khớp gài G3 có cấu trúc rãnh chứa nạng gạt và bánh răng số lùi L2, không liên kết với bánh răng số lùi L trên trục chủ động, do đó không ảnh hưởng đến việc chuyển số 1 và số 2 Trên trục bị động, có cặp bánh răng trụ răng nghiêng C1, C2 với tỉ số truyền lớn, đóng vai trò là bánh răng truyền lực chính trong các cầu xe thông thường Trong bánh răng bị động C2 có cụm vi sai và bán trục truyền momen ra các bánh xe Số lùi được thực hiện khi bánh răng L1 dịch chuyển và ăn khớp với bánh răng L và L2, giúp trục bị động đảo chiều quay Khi bánh răng L1 dịch chuyển, khớp gài G3 ở vị trí trung gian, truyền momen sang trục bị động của hộp số.
2.2.2.Hộp số 3 trục 5 số tiến
Trục chủ động (trục sơ cấp) và trục bị động của li hợp được lắp đặt trên 2 ổ lăn Trên trục chủ động, có 2 bộ khớp gài dạng đồng tốc với then hoa gắn trên trục Các bánh răng chủ động số 1, số 2 và số lùi được chế tạo liền trục Trục bị động (trục thứ cấp) cũng được bố trí trên 2 ổ lăn và mang theo 3 bánh răng bị động lắp then hoa, thực hiện việc truyền momen sang trục bị động.
Hình 2.3 Sơ đồ hộp số 3 trục 5 cấp số Vị trí gài Dòng truyền
5 G1, G2 0 ; G3=5 I, III lùi G3, G2 0 ; G1=L I, za z’a , II, z’L zL1, zL2 z1, III
Bánh răng bị động số 1 và số 2 được lắp trên trục thông qua các ổ con lăn và chỉ liên kết với trục nhờ khớp gài đồng tốc G3 Khớp gài G3 có cấu trúc rãnh chứa nạng gạt và bánh răng số lùi L2, nhưng không ảnh hưởng đến việc chuyển số 1 và 2 Trên trục bị động, có cặp bánh răng trụ răng nghiêng C1, C2 với tỉ số truyền lớn, hoạt động như bánh răng truyền lực chính trong cầu xe Bên trong bánh răng C2 có các cụm vi sai và bán trục truyền mô men ra bánh xe Số lùi được thực hiện bằng cách dịch chuyển bánh răng L1 để ăn khớp với bánh răng L và L2, giúp trục bị động đảo chiều quay Khi bánh răng L1 dịch chuyển, khớp gài G3 ở vị trí trung gian truyền mô men sang trục bị động của hộp số.
2.2.3 Hộp số 3 trục 4 số tiến
Hộp số được thiết kế với 3 trục, bao gồm 4 số tiến và 1 số lùi, được lắp đặt dọc theo xe để tối ưu hóa hệ thống truyền lực Thiết kế này giúp tăng cường lực kéo cho bánh xe chủ động, giúp vượt qua lực cản lớn từ mặt đường.
Các bánh răng trên trục trung gian II được chế tạo liền trục và trục bị động được đặt trên 3 gối tựa, giúp hộp số có kích thước chiều dài lớn nhưng vẫn đảm bảo độ cứng vững cao Trục bị động dài có ổ bi đỡ ở giữa, tạo điều kiện thuận lợi cho việc bố trí cần chuyển số, phù hợp với vị trí điều khiển của người lái và rút ngắn chiều dài các đăng nối ra cầu sau chủ động.
Hộp số sử dụng 2 ống gài đồng tốc G2 và G3 cho các số truyền tiến, với bánh răng z1 chạy trơn trên trục thứ cấp Khi ống gài G2 kết nối với bánh răng Z1, bánh răng sẽ được gài với trục, cho phép chuyển từ số 2 về số 1 ngay cả khi tốc độ ô tô còn cao mà không gây ra va đập lớn.
Bánh răng ZL1 được cố định trong khoang sau của hộp số, trong khi bánh răng Z’L cũng cố định trên trục trung gian nhưng không ăn khớp trực tiếp với ZL1 Bánh răng ZL2, nằm trên trục lùi IV, có khả năng di chuyển nhờ vào khớp gài G1, với hai vị trí tương ứng cho việc gài số.
Khi cần số ở vị trí L (Lùi), bánh răng ZL2 được gạt dọc theo trục IV, cho phép ăn khớp giữa ZL1 và Z’L, từ đó thực hiện đảo chiều quay của trục bị động III.
Hình 2.4 sơ đồ hộp số 3 trục 4 số tiến
Các vị trí gài số : số Vị trí gài Dòng truyền
4 G1, G2 0 ; G3=4 I, III lùi G3, G2 0 ; G1=L I, za z’a , II, z’L zL2 zL1, III
Chọn phương án thiết kế
Xét trên yêu cầu thiết kế của bài toán và theo xe tham khảo ta trọn hộp số 3 trục 4 số tiến: ỉ 33 k6 ỉ 35 H 7/ k6 ỉ 80 H 7 ỉ 21 D 8/ k6 ỉ 21 k6 ỉ 33 ỉ 35 ỉ 25 H 7/ k6 ỉ 64 H 7 ỉ 72 H 7
Hình 2.5 Kết cấu hộp số 3 trục 4 số tiến
Tính toán tỷ số truyền
2.4.1 Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính ( i 0 ).
Tỷ số truyền của truyền lực chính i 0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ô tô đạt vận tốc lớn nhất, được xác định theo công thức:
Số vòng quay của trục khuỷu động cơ, ký hiệu là n v, phản ánh vận tốc tối đa của ô tô và được tính bằng vòng/phút, với công thức n v = n e max = λ Bán kính làm việc trung bình của bánh xe, ký hiệu là r b, được xác định dựa trên kích thước lốp và tính bằng mét.
i fc : Tỷ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối ở số truyền cao. i fc =1
i hn : Tỷ số truyền của hộp số chính ở số truyền thẳng, i hn 1
v m ax: Vận tốc lớn nhất của ô tô tính theo km/h
2.4.2.Xác định tỷ số truyền tay số 1.
Ta xác định tỷ số truyền tay số 1 theo điều kiện cản và điều kiện bám.
-Theo điều kiện cản: 1 ax max 0
-Theo điều kiện bám: 1 max 0
- m ax: Hệ số cản lớn nhất của mặt đường. ax ax m f tg m
f: hệ số cản lăn của đường f = 0,02.
- max : góc dốc cực đại của đường max 0
- i 0: Tỷ số truyền của truyền lực chính.; i 0=4,36
- t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực t = 0,95
-m:Hệ số phân bố tải trọng động, m = 1,1 – 1,3.
- G :Trọng lượng của ô tô phân bố lên cầu chủ động
- :Hệ số bám của bánh xe chủ động với mặt đường
- r b : bán kính làm việc trung bình của bánh xe r b =0,381 m.
- M e max: Momen xoắn cực đại của động cơ (N.m)
Thay vào ta có tỷ số truyền tay số một 1,88 ih1 4,19
2.4.3.Tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian.
Lựa chọn hộp số có 4 tay số tiến và 1 số lùi.
Tỷ số truyền của các tay số trung gian được xác định theo các biểu thức:
Với n là số lượng số truyền n=4
Số truyền cao nhất là số truyền thẳng ih4=1
Ta có các tỷ số truyền của các tay số trung gian là: ih2=2,41; ih3=1,80; ih4=1;
Trị số của tỷ số truyền lùi được chọn lớn hơn số truyền số một ihl = (1,2÷1,3) ih1=1,2.3,24= 3,88.
Tính toán các thông số cơ bản của bánh răng
2.5.1.Xác định khoảng cách giữa các trục.
Tải trọng tính từ động cơ đến hộp số là: Memax= 186 Nm.
Khoảng cách trục sơ bộ được tính theo kinh nghiệm sau: aw = k a 3 M m ax (mm) Trong đó k a là hệ số kinh nghiệm đối với xe con, ka= 14,5÷16, ta chọn ka,5.
Theo giá trị tiêu chuẩn chọn a w = 80 mm.
2.5.2.Chọn các thông số môđun và góc nghiêng của bánh răng.
Modun pháp của bánh răng m n của các bánh răng trong hộp số thường Chọn theo kinh nghiệm trong khoảng Đối với xe con :2,75 - 3 ; ta chọn m n =3
Bánh răng nghiêng trong hộp số ô tô được thiết kế với răng nghiêng nhằm giảm độ ồn và tăng độ bền cho răng Góc nghiêng của răng thường nằm trong khoảng từ 22 đến 34 độ, và chúng ta thường chọn góc β0 Đối với bánh răng số lùi, chúng được chế tạo với răng thẳng vì quá trình chuyển số ở các tay số này sử dụng nạng gạt.
Khi lựa chọn số lượng răng cho bánh răng chủ động trong cặp bánh răng, cần đảm bảo rằng số răng luôn ăn khớp Số lượng răng của bánh răng chủ động trên trục sơ cấp phải lớn hơn 13 để không cắt chân răng và có đủ không gian cho ổ bi đỡ trục thứ cấp Do đó, chúng ta chọn Z a = 18 răng.
Số lượng răng của bánh răng bị động được xác định theo công thức:
Vậy tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:
Xác định tỷ số truyền của các cặp bánh răng đựơc gài số ở các số truyền khác nhau của hộp số. hk k a i i
Với i k là tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ k
Bảng 2.2.Tỷ số truyền của các cặp bánh răng ở tay số.
Tỷ số truyềnik 2,08 1,54 1,15 - Xác định số lượng răng của các bánh răng dẫn động gài số ở trục trung gian :
Bảng 2.3 Số răng của các bánh răng trên trục trung gian.
Vậy ta có số răng các bánh răng trên trục trung gian z 1 ' z 2 ' z 3 ' !
Xác định số lượng răng của bánh răng bị động trên trục thứ cấp: z k z i k k ' Bảng 2.4.Số răng của các bánh răng trên trục thứ cấp.
Vậy số răng các bánh răng trên trục thứ cấp: z1 1 z2 ( z3= 25
-Xác định số răng của bánh răng tay số lùi.
Từ sơ đồ thiết kế tỷ số truyền của bánh răng số lùi được xác định ihl=ia.
2.5.4 Xác định lại chính xác tỷ số truyền và khoảng cách trục hộp số.
Tỷ số truyền của hộp số khi đã chọn số răng của các bánh răng: ihk = ia.ik = za’.zk/ za.zk’ z a = 18 răng. z’ a = 28 răng. Đối với số lùi : ihl a ' a z z
Bảng 2.5 Tỷ số truyền chính xác ở các tay số.
Tính chính xác khoảng cách giữa các trục theo số răng của các cặp bánh răng đã chọn được.Đối với cặp bánh răng nghiêng tính theo công thức:
Bảng 2.6.Khoảng cách trục chính xác ở các tay số.
Các tay số 1 2 3 z'k 15 18 21 z a = 18 zk 31 28 25 z’ a = 28 ak 79,67 79,67 79,67 79,67
Chọn khoảng cách trục chính xác là : a mm.
2.5.5 Bề rộng răng b Độ cứng vững của hộp số ,tuổi thọ các bánh răng và các ổ bi và hệ số sử dụng vật liệu hợp lý được tạo nên nhờ các tỷ lệ thích hợp giữa các phần tử chính củahộp số.Vì vậy bề rộng răng được lựa chọn theo khoảng cách trục với tỉ lệ b
Giá trị trung bình đối với hôp số 3 trục : b=0.22 a
2.5.6 D ch ch nh bánh răngịch chỉnh bánh răng ỉnh bánh răng
Sau khi tính toán lại khoảng cách trục và phát hiện sự sai lệch, chúng ta có hai giải pháp để khắc phục: điều chỉnh góc nghiêng của các bánh răng hoặc dịch chuyển các bánh răng.
Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng thường ít được áp dụng do gây khó khăn cho quy trình chế tạo và sửa chữa bánh răng trong hộp số.
Dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau là một biện pháp phổ biến, cho phép điều chỉnh dễ dàng khoảng cách giữa giao thanh răng và bánh răng trong quá trình chế tạo Để thực hiện biện pháp này, cần xác định hệ số dịch chỉnh bánh răng, hay còn gọi là hệ số thay đổi khoảng cách trục (λ₀).
Căn cứ vào giá trị của 0 ta tìm ra được giá trị của 0 và α
Bảng 2.7 Bảng hệ số dịch chỉnh các trục.
0 -0,004 -0,004 -0,004 -0,004 b Hệ số dịch chỉnh tổng cộng cho hai bánh răng ăn khớp với nhau
Xác định hệ số dịch chỉnh tổng cộng t :
Do số răng của các bánh răng lớn hơn 17 nên ta thừa nhận công thức gần đúng: ' t / 2
Tính các hệ số này theo tiết diện mặt đầu theo công thức :
Bảng 2.8.Bảng phân chia hệ số dịch chỉnh. cặp BR 1’-1 2’-2 3’-3 a’-a z’ 15 18 21 28 z 31 28 25 18
Các thông số của bánh răng
Chiều rộng vành răng bw
Góc prôfin α0stan(tgα0/cosβ)
Hệ số dịch chỉnh BR ξ được tính dựa trên đường kính vòng chia d=ms.z Đường kính vòng cơ sở được xác định là d0=d.cosα0s Đường kính vòng đỉnh Dd được tính bằng công thức Dd=d+2.ms+2.ξs.ms, trong khi đó, đường kính vòng đáy Dc có công thức Dc=d-2,5.ms+2.ξs.ms.
Bảng 2.9.Thông số bánh răng
25 i 2,08 1,54 1,15 ms(mm) 3,464 3,464 3,464 t(mm) 10,882 10,882 10,882 α 0s 22,796 0 22,796 0 22,796 0 t0(mm) 10,032 10,032 10,032 aw(mm) 80 80 80 ξ(mm) 0,071 0,071 0,071 d(mm) 51,96 107,4 62,35 96,99 72,74 86,6 do(mm) 47,9 105,3 57,48 89,41 67,06 79,84
Bảng 2.10 Kết quả tính các cặp bánh răng z a và z a ’ , các bánh răng ở số lùi.
Thông số Cặp bánh răng za và za ’
Cặp bánh răng số lùi z’L và zL1 za
30 i 1,56 2,48 ms(mm) 3,464 3 t(mm) 10,88 9,425 α 0s 22,796 0 20 0 t0(mm) 10,032 8,857 aw(mm) 80 80 ξ(mm) 0,071 d(mm) 63,35 96,99 36 90 do(mm) 58,4 89,41 33,8 84,57
Dc(mm) 55,18 88,33 28,5 82,5 h(mm) 7,79 7,79 6,75 6,75 s(mm) 5,65 5,65 4,87 4,87 bw(mm) 18 18 α 20 0 20 0
Chế độ tải trọng để tính toán hộp số
2.6.1 Mômen truyền đến hộp số.
-Trục sơ cấp: Ms=Me6 Nm
-Trục trung gian: Mtg=Me.ia)0,16 Nm.
+Tay số 1: Mtc1=Me.ih1`2,64Nm
+Tay số 2: Mtc2=Me.ih2D8,26Nm.
+Tay số 3: Mtc3=Me.ih334,8Nm.
+Tay số 4: Mtc4=Me.ih4= 186Nm.
+Tay số lùi : Ml4=Me.il= 722Nm
2.6.2 Lực tác dụng lên bánh răng.
Công thức tính các lực tác dụng lên bánh răng.
Lực hướng kính R =P.tanα/cosβ
Ta có bảng kết quả giá trị các lực tác dụng lên bánh răng
Tính bền bánh răng
Bảng 2.11.Giá trị các lực tác dụng lên bánh răng. tt Tên gọi Lực vòng P(N) Lực hướng kính R(N)
5 Cặp BR số lùi 16044 5840 ứng suất uốn u d ms c tp gc ntb k k k k k P b m yk
Giá trị các lực tác dụng lên bánh răng.
-P :là lực tiếp tuyến của bánh răng(MN).
-mntb :môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình(m).
-y :Hệ số dạng chân răng, phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được tra theo đồ thị
-kβ :Hệ số trùng khớp, được tra theo đồ thị, kβ=1,2.
-kd :Hệ số tải động, đối với xe tải kd=2,0÷2,5, ta chọn kd=2,0.
-kms:Hệ số ảnh hưởng của ma sát:
.Đối với bánh răng chủ động: kms=1,1.
.Đối với bánh răng bị động: kms=0,9.
-kc : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp Đối với bánh răng di trượt trên trục thứ cấp : kc=1,1.
-Đối với bánh răng luôn ăn khớp: kc=1,0.
-ktp : Hệ số tải trọng động phụ do sai số công nghệ, chọn ktp=1,2.
-kgc : Hệ số tập trung ứng suất tại góc lượn chân răng, kgc=1,1 đối với bánh răng không mài góc lượn
Bảng 2.12 trình bày giá trị ứng suất uốn cho từng bánh răng, với các cặp BR 1-1’, 2-2’, 3-3’ và các thông số như z’i, z’tđi, y, σu Cụ thể, giá trị σu cho các bánh răng lần lượt là 680, 442, 365 và 302 Đối với hai bánh răng số lùi, σu v2 và σu `0 cũng được nêu rõ Để đảm bảo điều kiện bền, ứng suất tính toán phải thỏa mãn điều kiện σu ≤ σσg/1,3.
-ở các tay số 3,4 và 5: 150-400 MN/m 2 -ở tay số lùi: 300-1200MN/m 2 Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toàn ứng suất tiếp xúc theo công thức:
-β :góc nghiêng của bánh răng
-E :môđun đàn hồi của vật liệu Đối với thép E=(2÷2,2).10 5 MN/m 2 Ta chọn E = 2.10 5 MN/m 2 -b ’ :chiều dài tiếp xúc của răng (m), với bánh răng nghiêng ta có b ’ =bw/cosβ/cos30 0 ,78(mm)
-r’, r :bán kính vòng lăn của bánh răng bị động và chủ động
Bảng 2.13.Bán kính vòng lăn của các bánh răng.
Cặp BR 1-1’ 2-2’ 3-3’ a-a’ z’i 15 18 21 zi 31 28 25 18 r’(mm) 22,5 31,2 36,3 48,5 r(mm) 46,5 48,5 43,3 31,2
[σtx]00÷2500MN/m 2 đối với bánh răng nghiêng
[σtx]00÷3000MN/m 2 đối với bánh răng thẳng
Bảng 2.14.Số liệu sức bền uốn và sức bền tiếp xúc của các bánh răng
Kết quả này phù hợp với điều kiện ứng suất cho phép đối với các bánh răng số 1,2,3,4 và cặp bánh răng luôn ăn khớp.
Vậy các bánh răng đảm bảo bền
Tính toán trục hộp số
2.8.1 Tính sơ bộ kích thước trục hộp số.
-Trục sơ cấp: d1=5,3 3 M e max0,5 mm. ta chọn: d 1 0 mm.
-Trục trung gian: d2=0,45.aw6 mm Để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn : d25 mm. Để đảm bảo độ cứng vững cuả trục cần thỏa mãn điều kiện: d2/l2=0,16÷0,18 => l2 2÷215mm
Với l2 là độ dài trục trung gian, chọn l2!0 mm
-Trục thứ cấp: d3=0,45.aw6 mm Để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn : d35 mm.
2.8.2.Tính bền trục hộp số.
-Tính trục theo độ bền uốn.
Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức:
-Mu- Là mômen chống uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục:
-Mn- Là mômen uốn trong mặt phẳng ngang(yoz).
-Md- Mômen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zox).
-Wu- momen chống uốn đối với trục đặc: Wu=0,1.d 3
-Tính trục theo bền xoắn z z z z
-Wz-mômen chống xoắn, đối với trục đặc Wz=0,2.d 3
-Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp: th u 2 4 z 2 th Đối với thép C45: th 0,8 ch 0,8.360 288 MN m / 2 a, Đối với trục thứ cấp.
Các phản lực tại các ổ lăn trong khoảng ổ 1 đến 0:
Ta có các phương trình cân bằng lực và mô men như sau:
Các phản lực tại các ổ lăn trong khoảng ổ 0 đến 6:
Ta có các phương trình cân bằng lực và mô men tay số lùi như sau: FY = 0 Y0 + Y6 + RL = 0;
Bảng 2.15.Các lực tác dụng lên trục
Mômen uốn tại tiết diện bánh răng của các tay số là:
Bảng 2.16.Mômen uốn tại tiết diện các bánh răng.
Vị trí a(mm) X1(N) Y1(N) Mux(Nm) Muy(Nm) Mz(Nm)
Vị trí d(mm) X0(N) Y0(N) Mux(Nm) Muy(Nm) Mz(Nm)
Biểu đồ momen đối với tay số tiến
Biểu đồ momen đối với tay số lùi
Bảng 2.17.Kết quả ứng suất ở các vị trí gài số. vị trí Mu(Nm) u MN m / 2 z MN m / 2 th MN m / 2
So sánh với điều kiện: Đối với thép C45: [σth]≈0,8.σch=0,8.360(8 MN/m 2
Ta thấy tất cả các tay số ở trục thứ cấp đều đủ bền. b, Đối với trục trung gian.
Phương trình cân bằng lực và mômen đối với các tay số tiến: FY =0 Y3+Y4+Ra+R=0.
MY 4 = 0 Y3.l2-Rc-Qa.ra+Q.r-Rab= 0.
Phương trình cân bằng lực và mômen đối với tay số lùi: FY =0 Y3+Y4+Ra+RL=0.
MY 4 = 0 Y3.l2-RL(l2 +d)-Qa.ra+Q.r-Rab= 0.
Mômen uốn tại tiết diện bánh răng là:
Tại vị trí bánh răng luôn ăn khớp:
Muxa= b.y4; bước nhảy M’uxa= b.y4 - Qa.ra
Bảng 2.18.Các lực tác dụng lên trục là: vị trí b(mm) c(mm) l2(mm) X3(N) Y3(N) X4(N) Y4(N) gài số1 20 190 210 9537 4700 -14740 -11900 gài số2 20 115 210 4484 2360 -7825 -8779 gài số3 20 95 210 3041 1755 -5023 -7615 gài số lùi d mm 210 3571 7430 -13649 -15777
Tại vị trí bánh răng gài số tiến:
Mux=Y3 (l2-c) bước nhảy M’ux= c.y4 + Qa.ra - Ra(c-b) – Qi.ri
Mz= Pa.ra –Pi ri
Tại vị trí bánh răng gài số lùi Mux =0 Muy=0
Bảng 2.19.Kết quả mômen tại các bánh răng. vị trí Muxa M'uxa Muya Mux M’ux Muy Mz gài số1 -238 -405 -295 -94 -261 191 -81 gài số2 -176 -343 -157 -227 -394 430 -79 gài số3 -152 -319 -100 -202 -369 350 -78
Biểu đồ momen của các tay số tiến:
Biểu đồ momen của tay số lùi:
Bảng 2.20.Kết quả ứng suất trục trung gian vị trí τz
) gài số1 9,4 500 116,8 118,3 212,6 49,6 49,6 gài số2 9,3 377 87,9 89,8 583 136 137 gài số3 9,1 334 78 80 509 118,7 118,7
So sánh với điều kiện: Đối với thép C45: [σth]≈0,8.σch=0,8.360(8 MN/m 2
Thì các vị trí gài số đủ bền. c Trục sơ cấp y x z y 5 x 5 y 1 x 1
Ta có các phương trình cân bằng lực như sau:
Bảng 2.21.Các lực tác dụng lên trục là: vị trí b(mm) x5(N) y5(N) gài số1 20 -10050 -1021 gài số2 20 -10469 -2139 gài số3 20 -12525 -1332
Mômen uốn tại tiết diện vị trí đặt ổ lăn là:
Bảng 2.22 Kết quả Momen uốn và xoắn vị trí b(mm) x5(N) y5(N) Mux
(Nm) Mz(Nm) gài số1 20 -10050 -1021 20,4 201 191 gài số2 20 -10469 -2139 42,8 209 191 gài số3 20 -12525 -1332 26,6 250,5 191
Bảng 2.23.Kết quả độ bền uốn và xoắn của trục sơ cấp ở các vị trí. vị trí Mu(N.m) u MN m / 2 z MN m / 2 th MN m / 2 gài số1 202 74,8 35,4 103 gài số2 213 78,9 35,4 106 gài số3 252 93,3 35,4 117
So sánh với điều kiện: Đối với thép C45: [σth] ≈ 0,8.σch=0,8.360(8 MN
Thì tại vị trí lắp bánh răng đủ bền
Tính toán ổ lăn
Ổ lăn hộp số ô tô được lựa chọn dựa trên khả năng làm việc với tải trọng trung bình Ổ bi cần đáp ứng yêu cầu bền bỉ mặc dù kích thước nhỏ Trong một số trường hợp, kích thước của ổ có thể được tăng lên để cải thiện điều kiện lắp ghép giữa các chi tiết trong hộp số hoặc để tăng cường độ cứng vững của các bộ phận này.
Do tốc độ vòng quay của ổ bi n>1(vg/ph), nên ta tính khả năng làm việc của ổ.
Hệ số khả năng làm việc của ổ bi được xác định theo công thức:
- K1 - hệ số tính đến vòng nào quay K1 = 1,0 khi vòng trong của ổ quay.
- Kđ - hệ số tải trọng động Kđ = 1,0.
Hệ số Kt được sử dụng để đánh giá ảnh hưởng của chế độ nhiệt độ đến độ bền lâu của ổ bi Trong điều kiện hoạt động của hộp số ô tô, thường duy trì nhiệt độ dưới 398 K, do đó hệ số Kt được xác định là 1,0.
- L - tuổi thọ tính theo triệu vòng: L = 6
Số vòng quay tính toán của ổ bi (nt) được xác định dựa trên tốc độ chuyển động trung bình của ô tô con ở số truyền thẳng, với Vtb dao động từ 30 đến 35 km/h Công thức tính nt là nt = tb h 0,377 p 0 cc b.
V i i i i r = 1493 (vòng/phút). ht - thời gian làm việc của ổ lăn (h) ht tb
S - quãng đường chạy của ô tô giữa hai kỳ đại tu (km)
10 ≈ 256 (triệu vòng)-m : bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi; m = 10/3 đối với ổ đũa.
- Rtđ - Lực tương đương tác dụng lên ổ (N)
-α1, α2, α3, α4 , α5 - hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở các số truyền đã cho trong hộp, tương ứng vơi các giá trị 0,1; 1; 3; 10, 80(%).
-β1, β2, β3, β4, β5- hệ số số vòng quay ; tính bằng tỷ số số vòng quay của ổ lăn ở các số truyền 1, 2, 3, 4 với số vòng quay tính toán (nt).
Với trục sơ cấp : βn = 1 với mọi số truyền
Với trục thứ cấp, các hệ số lần lượt là 7,4; 4,49; 2,72; 1,65; 1.
-Rq1, Rq2, Rq3, Rq4 , Rq5- tải trọng quy dẫn hướng kính tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền 1, 2, 3, 4, Đối với ổ bi cầu hướng kính: Rqn = A + mQ.
A - tải trọng hướng kính tác dụng lên ổ lăn.
Trong đó X0, Y0, X1, Y1 là các lực tác dụng lên ổ lăn tính theo tải trọng trung bình Mtb
Bảng 2.24.Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục thứ cấp.
Tải trọng chiều trục tác dụng lên ổ lăn được xác định với hệ số qui dẫn lực chiều trục về lực hướng kính là m = 2,5 Đối với ổ bi hướng kính loại tựa dưới, khi chịu tải trọng hướng kính A, thành phần chiều trục S sẽ được tính toán theo công thức cụ thể.
S = 1,3.A.tgβ Ở đây: β - góc tiếp xúc của thanh lăn, chọn β = 12 0
A - tải trọng hướng kính tác dụng lên ổ lăn.
Bảng 2.25.Lực chiều trục trên trục thứ cấp.
Vì thành phần S0 và S1 của tải trọng hướng kính trên hai ổ không bằng nhau nên tải trọng quy dẫn được tính như sau:
Trong đó S0, S1 - lực chiều trục sinh ra do tác dụng của các lực hướng kính
Bảng 2.26.Tải trọng quy dẫn trên trục thứ cấp.
Vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rtđ(N) C(N)
Dựa vào giá trị của C và đường kính trục thứ cấp, chúng ta có thể lựa chọn ổ bi đỡ chặn phù hợp Tham khảo Bảng 2.27 để biết ký hiệu ổ lăn trục thứ cấp cùng với các thông số như d, D, B và C (kN).
Dựa công thức tính trục thứ cấp ta có các bảng kết quả đối với trục trung gian
Bảng 2.28.Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục trung gian: x3 (N) y3(N) x4(N) y4(N) A3(N) A4 (N)
Bảng 2.30.Lực tương đương tác dụng lên ổ: vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rtđ(N) C(N) vi trí 3 9218 7670 5595 6515 20498 vi trí4 10944 10939 10843 9411 49060
Bảng 2.31.Ký hiệu các loại ổ lăn.
Tại vị trí 3 chọn ổ đỡ 2 dãy , vị trí 4 chọn ổ bi đũa côn vị trí ký hiệu d D B C
2.9.3 Đối với trục sơ cấp.
Bảng 2.32 Tải trọng tác dụng lên ổ lăn và lực dọc trục của trục sơ cấp x5(N) y5(N) A5 (N) S5 (N)
Ký hiệu loại ổ lăn. ký hiệu d D B C