Trong quá trình làm luận văn tốt nghiệp, em cũng không tránh khỏi những lúc khó khăn khi viết nội dung cũng như tìm hiểu về quy trình sửa chữa thân vỏ, quy tình sơn và quy trình bảo dưỡng bề mặt sơn. Với sự góp sức lớn của các anh kỹ thuật viên tại xưởng đồng sơn, đã cặn kẽ hướng dẫn cho em hiểu hơn về những quy trình này và đã cho phép em được chụp lại những bức ảnh quý giá về các quy trình tại xưởng đồng sơn để bài luận văn tốt nghiệp của em được rành mạch và sinh động hơn. Luận Văn Tốt Nghiệp. Cuối cùng em cũng xin bày tỏ lòng biết ơn đến bản lãnh đạo của nhà trường và các Khoa Phòng ban chức năng đã tạo điều kiện cho em được học tập và trải nghiệm những điều tốt đẹp trong suốt 4 năm đại học. Dù đã hoàn thành bài luận văn tốt nghiệp nhưng bản thân em còn hạn chế một số về mặt kiến thức nên bài luận văn tốt nghiệp này em khó có thể tránh những sai sót không mong muốn. Kính mong nhận được sự ưu ái và ý kiến đóng góp từ các thầy và từ đó em đút kết được những kinh nghiệm sâu sắc cho quá trình đi làm sau này.
CƠ SỞ LÝ THUYẾT HỘP SỐ
Công dụng, yêu cầu, phân loại hộp số
Công dụng của hộp số: Truyền momen xoắn từ động cơ đến hệ thống dẫn động Hộp số được cấu tạo bởi nhiều cặp bánh răng ăn khớp nhau nên có công dụng thay đổi tỉ số truyền nhằm thay đổi momen xoắn ở các bánh xe, thay đổi tốc độ xe phù hợp với các yêu cầu thực tế, đồng thời có thể đổi chiều chuyển động của xe như là tiến hay lùi Đồng thời hộp số cũng có chức năng dẫn động lực học cho các cơ cấu công tác của xe chuyên dùng
Yêu cầu: Đầu tiên là về tỉ số truyền Hộp số phải có đủ các tỉ số truyền từ thấp đến cao để có thể truyền động một cách hợp lý nhằm đảm bảo được khả năng kinh tế và động lực học của xe Đối với hộp số hay bất cứ cơ cấu sử dụng bánh răng nào khác đều đòi hỏi phải có hiệu suất truyền lực cao, hộp số cũng không phải ngoại lệ Khi chuyển số phải nhẹ nhàng không xuất hiện va chạm giữa các bộ phận khác trong hộp số
Phân loại hộp số trên ô tô: Có rất nhiều cách phân loại hộp số, theo công dụng, theo đặc điểm cấu tạo, theo phương pháp chuyển số,… Thông dụng nhất có thể phân ra thành:
+ Hộp số sàn (hay hộp số tay)
+ Hộp số tự động vô cấp CVT
+ Hộp số ly hợp kép DCT (sự kết hợp của hộp số sàn và hộp số tự động)
+ Hộp số bán tự động
Thiết kế hộp số
Quy ước kí hiệu về tỉ số truyền ở các tay số như sau:
2.2.2 Chọn sơ đồ hộp số
Chọn sơ bộ sơ đồ hộp số dựa trên hệ thống truyền lực: động cơ => ly hợp => hộp số
=> các đăng => vi sai => bánh xe
Hình 2.1 Mô phỏng sơ đồ hệ thống truyền lực trên xe Động cơ
Trang 7 Chọn sơ đồ nguyên lý của hộp số 6 cấp với số 5 là số truyền thẳng như sau:
Hình 2.2 Sơ đồ nguyên lý hộp số 6 cấp
TÍNH TOÁN HỘP SỐ
Xác định kích thước cơ bản
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Thép C45
Nhiệt luyện: Tôi thép Độ cứng: sau khi nhiệt luyện sẽ đạt độ cứng 57 – 59 HRC
Xác định khoảng cách giữa các trục
Memax = 420 Nm: là momen xoắn cực đại của động cơ a: là hệ số kinh nghiệm, đối với xe tải động cơ diesel a = 20,5 21,5
Chọn modun pháp tuyến các bánh răng hộp số
- Cặp bánh răng tay số lùi chọn bánh răng trụ răng thẳng
- Cặp bánh răng 1,2,3,5, 6 và cặp bánh răng luôn ăn khớp chọn bánh răng trụ răng nghiêng
- Môđun được chọn theo mômen động cơ 𝑀 𝑒 𝑀𝑎𝑥 = 420 𝑁𝑚 = 0.42𝑘𝑁𝑚 nên chọn môđun từ: 3,75 - 4,5 [2] Không nên chọn từ 1,5 - 2 vì khi quá tải sẽ dễ gãy răng)
- Chọn môđun cho các bánh răng theo công thức kinh nghiệm 𝑚 𝑛 = 4,5
Chọn bề rộng bánh răng hộp số
Chọn sơ bộ theo kinh nghiệm 𝑏 ≈ (0,18 ÷ 0,24)𝐴 [3] (3.2) Nên chọn trung bình 𝑏 ≈ (0,22)𝐴 = 0,22 × 157 = 34,54 mm
Bề rộng này sẽ được điều chỉnh lại khi tính toán bền bánh răng
3 5 Xác định số răng các bánh răng hộp số
Tính toán để chọn số răng của các bánh răng trên trục sơ cấp, trung gian, thứ cấp Đối với ô tô vận tải chọn 𝛽 𝛼 = 30 𝑜
- Số lượng răng za của bánh răng chủ động luôn ăn khớp chọn theo điều kiện không bị cắt đỉnh với răng không dịch chỉnh là ≥ 17 ta chọn za = 19 răng
- Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp:
- Số lượng răng của bánh răng bị động luôn ăn khớp được tính theo công thức sau:
- Tính lại tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:
- Tính lại khoảng cách trục:
Vì sản xuất đơn chiếc nên ta có thể chọn khoảng cách trục không theo dãy tiêu chuẩn chế tạo, chọn A = 156 mm
- Tỉ số truyền của các tay số trung gian
𝑖 𝑎 =5,701 2,16 = 2,64 Để dẫn động bánh răng số lùi dùng một trục trung gian (gọi là trục số lùi) để dẫn động bánh răng gài số lùi Vì số lùi cần đảo chiều quay thông qua bánh răng trung gian nên tách tỉ số truyền il thành 2 tỉ số truyền il1 và il2 cho hệ 3 bánh răng tay số lùi nhưng phải đảm bảo:
Khoảng cách giữa trục trung gian và trục số lùi:
Khoảng cách giữa trục thứ cấp và trục số lùi:
- Số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả thuyết chúng cùng môđun và góc nghiêng
- Để triệt tiêu lực dọc trục, cần phải tính lại góc nghiêng răng của các bánh răng 1,2,3,4, 6 tan 𝛽 𝑎 = 𝑧 𝑎
41tan 30 𝑜 => 𝛽 𝑎 = 14,98 𝑜 (cặp răng luôn ăn khớp) tan 𝛽 1 = 𝑧 1
41tan 30 𝑜 => 𝛽 𝑎 = 12,70 𝑜 (cặp răng số 1) tan 𝛽 2 = 𝑧 2
41tan 30 𝑜 => 𝛽 𝑎 = 17,95 𝑜 (cặp răng số 2) tan 𝛽 3 = 𝑧 3
41tan 30 𝑜 => 𝛽 𝑎 = 24,26 𝑜 (cặp răng số 3) tan 𝛽 4 = 𝑧 4
41tan 30 𝑜 => 𝛽 𝑎 = 28,15 𝑜 (cặp răng số 4) tan 𝛽 5 = 𝑧 5
41tan 30 𝑜 => 𝛽 𝑎 = 32,36 𝑜 (cặp răng số 6) tan 𝛽 𝑅 = 0 𝑜 (răng thẳng)
-Tính lại số răng của bánh răng trên trục trung gian:
- Tính lại số răng của các bánh răng trên trục thứ cấp:
- Tính lại chính xác tỉ số truyền ii
- Tính lại tỉ số truyền hộp số Ihi
Xác định các thông số hình học của bánh răng
Bảng 3.1 Thông số hình học của cặp bánh răng luôn ăn khớp
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (14,98 𝑜 ) 14,64 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 97,82mm 209,62mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 106,82mm 218,62mm Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 86,57mm 198,37mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.2 Thông số hình học của cặp bánh răng tay số 1
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (12,7 𝑜 ) 14,5 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 83,03mm 230,64mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 92,03mm 239,64mm Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 71,78mm 219,39mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.3 Thông số hình học của cặp bánh răng tay số 2
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (17,95 𝑜 ) 14,86 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 122,99mm 193,94mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 131,99mm 202,94mm Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 111,74mm 182,69mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.4 Thông số hình học của cặp bánh răng tay số 3
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (24,26 𝑜 ) 15,51 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 167,82mm 143,14mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 176,82mm 152,14mm
Trang 20 Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 156,57mm 131,89mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.5 Thông số hình học của cặp bánh răng tay số 4
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (28,32 𝑜 ) 16,06 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 194,25mm 117,57mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 203,25mm 126,57mm Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 183mm 106,32mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.6 Thông số hình học của cặp bánh răng tay số 5
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (30 𝑜 ) 16,33 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 213,04mm 98,73mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 222,04mm 107,73mm Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 201,79mm 87,48mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.7 Thông số hình học của cặp bánh răng tay số 6
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
Bước pháp tuyến tn 𝑡 𝑛 = 𝑚 × 𝜋 = 4,50 × 𝜋 14,14 mm
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 14,14 cos (32,36 𝑜 ) 16,74 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 229,08mm 79,91mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 238,08mm 88,91mm Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 217,83mm 68,66mm Chiều cao răng H ℎ = 2,25𝑚 = 2,25 × 4,50 10,125 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Bảng 3.8 Thông số hình học của bộ bánh răng tay số lùi
Tên gọi Ký hiệu Công thức tính
Bánh răng trung gian số lùi
Môđun pháp tuyến mn 4,50 mm
14,14 mm Đường kính vòng chia d 𝑑 =𝑧 × 𝑚
𝑐𝑜𝑠𝛽 67,5mm 130,5mm 180mm Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2𝑚 76,5mm 139,5mm 189mm
Trang 25 Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓 = 𝑑 − 2,5𝑚 56,25mm 119,25mm 168,75mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 𝑜
Tính toán sức bền hộp số
3.7.1 Tính toán bền bánh răng của hộp số
Chế độ tải trọng tính toán:
- Mô men tính toán theo mô men lớn nhất của động cơ
Khi tính toán bền các chi tiết và bộ phận chính của hộp số, momen tính toán thường chọn từ momen lớn nhất của động cơ
𝑀 𝑡 = 𝑀 𝑒 𝑚𝑎𝑥 × 𝑖 ℎ𝑘 × 𝜂 ℎ𝑘 (3.5) Với: - Mô men tính toán trên trục sơ cấp 𝑀 𝑡𝑠𝑐 = 𝑀 𝑒 𝑚𝑎𝑥 = 420 (𝑁 𝑚)
- Mô men tính toán trên trục trung gian
- Mô men tính toán trên trục thứ cấp 𝑀 𝑡𝑡𝑐 = 𝑖 ℎ𝑖 × 𝑀 𝑒 𝑚𝑎𝑥 × 𝜂 ℎ𝑘
Bảng 3.9 Mô men tính toán trên trục thứ cấp theo mô men lớn nhất của động cơ
Cấp số Tỷ số truyền 𝜂 ℎ𝑘 𝑀 𝑡 (𝑁 𝑚)
Trong đó: 𝑀 𝑡 – Mô men tính toán của chi tiết thứ K
𝑀 𝑒 𝑚𝑎𝑥 – Mô men lớn nhất của động cơ
𝑖 𝑎 – Tỉ số truyền giữa cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp giữa trục sơ cấp và trục thứ cấp
𝑖 ℎ𝑖 – Tỉ số truyền của hộp số ứng với các số truyền i = 1, 2, 3,
𝑖 ℎ𝑘 – Tỉ số truyền của hộp số tính từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ k đang tính
𝜂 ℎ𝑘 – Hiệu suất truyền lực từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ k đang tính
Mỗi cặp bánh răng ăn khớp có 𝜂 ℎ𝑘 = 0,98
- Mô men tính toán theo điều kiện bám:
𝐺 𝜑 = 𝑚 × 𝑔 = 5500 × 10 = 55000 (𝑁) – Trọng lượng bám của ô tô (trọng lượng phân bố lên cầu chủ động)
𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,7~0,8 – Hệ số bám lớn nhất của lốp xe với mặt đường, chọn 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,7
𝑟 𝑏𝑥 – Bán kính tính toán của bánh xe chủ động
1000= 0,366 (m) Với: 𝜆 1 – Hệ số biến dạng của lốp, với lốp áp suất thấp 𝜆 1 = (0,930 ÷ 0,935) [5]
Cỡ lốp B-d: 7,5 – 16 i0 = 5,375 – tỷ số truyền của cầu chủ động
𝑖 ℎ𝑘 – Tỷ số truyền hộp số tính từ chi tiết thứ k đang tính đến trục thứ cấp hộp số
Ta được giá trị mô men tính toán theo điều kiện bám:
𝑖 ℎ𝑘 × 𝑖 𝑜 × 𝜂 ℎ𝑘 Bảng 3.10 Mô men tính toán trên trục thứ cấp theo điều kiện bám
Cấp số Tỷ số truyền 𝜂 ℎ𝑘 𝑀 𝑡 (𝑁 𝑚)
Nếu mô men tính từ động cơ lớn hơn mô men tính theo điều kiện bám thì mô men tính toán sẽ được chọn theo điều kiện bám (tức là giữa mô men tính toán theo mô men lớn nhất của động cơ và mô men tính toán theo điều kiện bám thì ta chọn giá trị nhỏ hơn)
Từ đó ta được các giá trị mô men tính toán:
- Mô men tính toán trên trục sơ cấp 𝑀 𝑡𝑠𝑐 = 420 (𝑁 𝑚)
- Mô men tính toán trên trục trung gian 𝑀 𝑡𝑡𝑔 = 880,824 (𝑁 𝑚)
- Mô men tính toán trên trục thứ cấp 𝑀 𝑡𝑡𝑐
Bảng 3.11 Mô men tính toán trên trục thứ cấp
Tính bền các cặp bánh răng theo ứng suất uốn
Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc dựa vào công thức Hert-Beliaev
- Lực vòng tác dụng lên bánh răng tại vị trí ăn khớp:
Trong đó: P – lực vòng tác dụng lên bánh răng tại vị trí ăn khớp
Từ đó ta được các giá trị của lực vòng trên:
- Bánh răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp trên trục sơ cấp:
- Bánh răng trên trục trung gian với: 𝑀 𝑡𝑡𝑔 = 880,824 (𝑁 𝑚)
Bảng 3.12 Lực vòng của các bánh răng trên trục trung gian
Bảng 3.13 Lực vòng của các bánh răng trên trục thứ cấp
- Hệ số dạng răng: (cắt bằng dao phay lăn răng hoặc dao sọc thanh răng)
+ Bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp: y = 0,126 [6]
+ Các bánh răng trên trục trung gian:
Bảng 3.14 Hệ số dạng răng của các bánh răng trên trục trung gian
+ Các bánh răng trên trục thứ cấp:
Bảng 3.15 Hệ số dạng răng của các bánh răng trên trục thứ cấp
- Chiều rộng làm việc của vành răng:
Bảng 3.16 Chiều rộng làm việc của răng
- Mô đun mặt đầu của răng: 𝑚 𝑠 = 𝑚 𝑛
𝑐𝑜𝑠𝛽 (𝑚𝑚) Bảng 3.17 Mô đun mặt đầu của răng
Trang 32 Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: 𝜎 𝑢 = 0,24 × 𝑃
𝑚 2 ) (3.8) Đối với bánh răng trụ răng thẳng: 𝜎 𝑢 = 0,36 × 𝑃
𝑚 2 ) (3.9) Trong đó: P – Lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính (MN) b – chiều rộng làm việc vành răng m, mn – mô đun và mô đun pháp tuyến của răng y – hệ số dạng răng
Từ đó ta tính được giá trị của 𝜎 𝑢 cho từng bánh răng:
Bánh răng trên trục sơ cấp: 𝜎 𝑢 = 0,24 × 8587×10 −6
38×10 −3 ×4,5×10 −3 ×0,126= 95,7 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Các bánh răng trên trục trung gian:
Bảng 3.18 Ứng suất uốn các bánh răng trên trục trung gian
Tay số lùi (BR thẳng) 10302 0,122 177,8
Các bánh răng trên trục thứ cấp:
Bảng 3.19 Ứng suất uốn các bánh răng trên trục thứ cấp
- Thỏa điều kiện 𝜎 𝑢 < [𝜎 𝑢 ] = 400 ÷ 800 𝑀𝑁/𝑚 2 cho bánh răng trụ răng thẳng số lùi
𝜎 𝑢 < [𝜎 𝑢 ] = 100 ÷ 250 𝑀𝑁/𝑚 2 cho bánh răng trụ răng nghiêng dùng cho các số cao và cặp bánh răng luôn ăn khớp
Vậy các cặp bánh răng ăn khớp của hộp số đều thỏa điều kiện bền theo ứng suất uốn Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
Theo công thức Hert – Beliaev:
+ N – Lực tác dụng vuông góc lên mặt tiếp xúc giữa các bánh răng ăn khớp (MN)
+ 𝜎 𝑡𝑥 - Ứng suất tiếp xúc (MN/m 2 )
+ E – Mô đun đàn hồi (E = 2,1.10 5 MN/m 2 )
+ 𝜌 1 , 𝜌 2 – Bán kính cong của các bề mặt răng chủ động và bị động tại điểm tiếp xúc (m)
Nếu hai bánh răng ăn khớp ngoài sẽ lấy dấu “+”, nếu ăn khớp trong lấy dấu “-”
Trang 34 Đối với bánh răng trụ răng thẳng: 𝑁 = 𝑃
𝑐𝑜𝑠𝛼; b0=b Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: 𝑁 = 𝑃
Từ đó ta có công thức chung cho bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng là:
Muốn xác định 𝜎 𝑡𝑥 tại tâm ăn khớp chúng ta phải lấy 𝜌 1 , 𝜌 2 tại tâm ăn khớp
Cho bánh răng trụ răng thẳng: 𝜌 1 = 𝑟 1 𝑠𝑖𝑛𝛼 𝜌 2 = 𝑟 2 𝑠𝑖𝑛𝛼
Cho bánh răng trụ răng nghiêng: 𝜌 1 = 𝑟 1 𝑠𝑖𝑛𝛼
Với r1, r2 là bán kính vòng lăn của bánh chủ động và bị động
Từ đó ta tính được giá trị của ứng suất tiếp xúc:
+ Bánh răng trên trục sơ cấp:
) = 0,835 (MN/m 2 ) + Các bánh răng trên trục trung gian:
Bảng 3.20 Ứng suất tiếp xúc của các bánh răng trên trục trung gian
Bánh răng Ptg (N) 𝑐𝑜𝑠𝛽 bo r1 (m) r2 (m) 𝜎 𝑡𝑥 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Luôn ăn khớp 4202 14,98 𝑜 39,34 0,0489 0,1049 18,47
+ Các bánh răng trên trục thứ cấp:
Bảng 3.21 Ứng suất tiếp xúc của các bánh răng trên trục thứ cấp
Bánh răng Ptc (N) 𝑐𝑜𝑠𝛽 bo r1 r2 𝜎 𝑡𝑥 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Tay số 1 4862 12,7 𝑜 38,95 0,0415 0,1153 21,1
Với các bánh răng của ô tô tải với tải trọng hơn 20 kN (tải trọng lớn hơn 2 tấn) thì thường được xementit hóa nên sẽ có ứng suất cho phép sau:
- Thỏa điều kiện 𝜎 𝑡𝑥 < [𝜎 𝑡𝑥 ] = 1900 ÷ 2000 𝑀𝑁/𝑚 2 cho bánh răng trụ răng thẳng số lùi
𝜎 𝑡𝑥 < [𝜎 𝑡𝑥 ] = 1300 ÷ 1400 𝑀𝑁/𝑚 2 cho bánh răng trụ răng nghiêng dùng cho các số cao và cặp bánh răng luôn ăn khớp
Vậy các cặp bánh răng ăn khớp của hộp số đều thỏa điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc
3.7.2 Tính toán trục hộp số
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Thép C45
Nhiệt luyện: Tôi thép Độ cứng: sau khi nhiệt luyện sẽ đạt độ cứng 57 – 59 HRC
3.7.2.1 Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục, chiều dài hộp số Ở hộp số xe tải loại 3 trục thường sử dụng ổ bi một dãy hướng kính và bi đũa chịu tải nhẹ và trung bình
- Chọn sơ bộ các kích thước cơ bản của ổ bi đỡ trong hộp số: với A 6 mm
+ Ổ bi đỡ trục sơ cấp:
𝑑 × 𝐷 × 𝐵 ≈ 0,45𝐴 × 0,90𝐴 × 0,22𝐴 = 70,2 × 140,4 × 34,32 Chọn sơ bộ kích thước ổ bi đỡ trục sơ cấp: 70 × 140 × 35
+ Ổ bi đỡ phía sau trục thứ cấp:
𝑑 × 𝐷 × 𝐵 ≈ 0,40𝐴 × 0,90𝐴 × 0,22𝐴 = 62,4 × 140,4 × 34,32 Chọn sơ bộ kích thước ổ bi đỡ trục thứ cấp: 60 × 140 × 35
+ Ổ bi đỡ đầu trước trục trung gian:
Chọn sơ bộ kích thước ổ bi đỡ trục trung gian phía trước: 45 × 100 × 30
+ Ổ bi đỡ đầu sau trục trung gian:
𝑑 × 𝐷 × 𝐵 ≈ 0,30𝐴 × 0,72𝐴 × 0,20𝐴 = 46,8 × 112,32 × 31,2 Chọn sơ bộ kích thước ổ bi đỡ trục trung gian phía sau: 45 × 110 × 30
+ Cổ trục thứ cấp tựa lên trục sơ cấp: 𝑑 ≈ 0,23𝐴 = 35,88 mm
Trong đó: + D – đường kính ngoài ổ bi
+ d – đường kính trong ổ bi + B – chiều rộng ổ bi
- Chọn sơ bộ kích thước chiều trục của các chi tiết chính như sau:
+ Chiều rộng vành răng: 𝑏 = 38 mm
+ Chiều rộng ổ bi: B = 30 - 35 mm (tùy vào loại ổ bi từng vị trí)
+ Chiều rộng ống răng gài số 2 đầu, có đồng tốc: 𝐻 ≈ (0,40 ÷ 0,50)𝐴 = 62,4 ÷ 78
Chọn chiều rộng ống gài đồng tốc H = 78 mm (chiều rộng đồng tốc có thể thay đổi khi thiết kế)
+ Chiều dài tổng cộng trung bình của hộp số:
Kích thước của các bánh răng, trục hộp số sẽ được điều chỉnh chính xác sau khi tính kiểm nghiệm bền
3.7.2.2 Chọn sơ bộ kích thước các trục hộp số Đường kính trục hộp số được xác định sơ bộ theo kinh nghiệm như sau:
- Trục trung gian và trục thứ cấp:
Trong đó: 𝑀 𝑒 𝑚𝑎𝑥 – mô men xoắn lớn nhất của động cơ (Nm)
- Đồng thời chiều dài trục chọn sơ bộ phải phù hợp với sơ đồ tính theo tổng thể chiều dài các chi tiết lắp trên trục Do mối liên hệ giữa trục sơ cấp, trục trung gian và trục thứ cấp nên có thể tính sơ bộ chiều dài trục trung gian bằng cách bố trí các chi tiết lên trục Tổng chiều dài trục l2 có thể được xác định bằng:
𝑙 2 = ∑ 𝑏 + ∑ 𝑐 + 3𝐻 + 𝐾 + 2𝐵 + 5𝛿 𝑏 (3.19) Với: b – chiều rộng thiết kế của các bánh răng b = 38 (mm) c – chiều rộng của bánh răng mặt côn kết nối với đồng tốc c = 10 (mm)
K – chiều rộng khớp răng, tạm tính bằng nửa chiều rộng đồng tốc
𝛿 𝑏 - Khe hở giữa hai bánh răng liền kề hoặc giữa răng và ổ đở
Với sơ đồ của hộp số thiết kế:
Ta thấy chiều dài trục trung gian dài hơn chiều dài tổng cộng trung bình của hộp số 530,4 ÷ 561,6 𝑚𝑚 là do chiều dài 𝑙 2 chỉ là bố trí sơ bộ, chưa chính xác, sẽ được tính toán lại chuẩn xác sau khi kiểm tra bền
3.7.2.3 Tính chính xác đường kính trục
- Các lực tác dụng từ bánh răng lên lên trục ở các số truyền:
𝛼 𝑜 – góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến
𝛽 – góc nghiêng răng + Trục sơ cấp:
Bảng 3.22 Các lực tác dụng lên bánh răng trục trung gian
Bảng 3.23 Các lực tác dụng lên bánh răng trục trung gian
- Tính ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm:
Trong đó: d – đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (m)
Với trục then hoa: d là đường kính trong của then hoa [𝜎 Σ ] - ứng suất tổng hợp cho phép
Mx – momen xoắn (Nm) (phân biệt với Mx là momen uốn trong mặt phẳng YZ)
+ Trục trung gian: mặt cắt nguy hiểm của trục trung gian là vị trí đặt các bánh răng ăn khớp nên cần kiểm tra bền ở các tiết diện này.
Hình 3.1 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục trung gian Khi gài số lùi: Vẽ biểu đồ momen uốn và xác định vị trí có momen uốn tương đương lớn nhất:
Hình 3.2 Sơ đồ các lực và phản lực tác dụng lên trục trung gian khi gài số lùi
- Phương trình cân bằng momen đối với điểm A:
-Phương trình cân bằng lực đối với trục Y:
- Phương trình cân bằng momen đối với điểm A:
- Phương trình cân bằng lực đối với trục X:
Tiến hành đổi các đại lượng ra cùng đơn vị N, mm, Nmm sau đó vẽ biểu đồ momen bằng phần mềm MDSolid 4.0
Biểu đồ momen uốn khi gài số lùi:
Trang 44 Hình 3.3 Biểu đồ momen uốn Mx khi gài số lùi
Hình 3.4 Biểu đồ momen uốn My khi gài số lùi
So sánh các giá trị momen trên cả biểu đồ moment Mx và My, ta thấy vị trí chịu momen lớn nhất là tại điểm đặt bánh răng số lùi
Khi gài số 1: Vẽ biểu đồ momen uốn và xác định vị trí có momen uốn tương đương lớn nhất
Hình 3.5 Sơ đồ các lực và phản lực tác dụng lên trục trung gian khi gài số 1
- Phương trình cân bằng momen đối với điểm A:
-Phương trình cân bằng lực đối với trục Y:
- Phương trình cân bằng momen đối với điểm A:
-Phương trình cân bằng lực đối với trục X:
Biểu đồ momen uốn khi gài số 1:
Trang 48 Hình 3.6 Biểu đồ momen uốn Mx khi gài số 1
Hình 3.7 Biểu đồ momen uốn My khi gài số 1
So sánh các giá trị momen trên cả biểu đồ moment Mx và My, ta thấy vị trí chịu momen lớn nhất là tại điểm đặt bánh răng số 1
= 2742,353 𝑁𝑚 Tính tương tự cho các tay số khác ta thu được biểu đồ momen uốn của các số còn lại
Trang 50 Biểu đồ momen uốn khi gài số 2:
Hình 3.8 Biểu đồ momen uốn Mx khi gài số 2
Hình 3.9 Biểu đồ momen uốn My khi gài số 2
So sánh các giá trị momen trên cả biểu đồ moment Mx và My, ta thấy vị trí chịu momen lớn nhất là tại điểm đặt bánh răng tay số 2
= 2574,976 𝑁𝑚 Biểu đồ momen uốn khi gài số 3:
Trang 52 Hình 3.10 Biểu đồ momen uốn Mx khi gài số 3
Hình 3.11 Biểu đồ momen uốn My khi gài số 3
So sánh các giá trị momen trên cả biểu đồ moment Mx và My, ta thấy vị trí chịu momen lớn nhất là tại điểm đặt bánh răng tay số 3
Trang 54 Biểu đồ momen uốn khi gài số 4:
Hình 3.12 Biểu đồ momen uốn Mx khi gài số 4
Hình 3.13 Biểu đồ momen uốn My khi gài số 4
So sánh các giá trị momen trên cả biểu đồ moment Mx và My, ta thấy vị trí chịu momen lớn nhất là tại điểm đặt bánh răng tay số 4
Trang 56 Biểu đồ momen uốn khi gài số 6:
Hình 3.14 Biểu đồ momen uốn Mx khi gài số 6
Hình 3.15 Biểu đồ momen uốn My khi gài số 6
So sánh các giá trị momen trên cả biểu đồ moment Mx và My, ta thấy vị trí chịu momen lớn nhất là tại điểm đặt bánh răng tay số 6
= 1178,292 𝑁𝑚 Chọn đường kính trục trung gian:
Dựa theo các biểu đồ momen uốn và xoắn, ta thấy được vị trí tiết diện nguy hiểm nhất trên toàn trục trung gian là khi gài số lùi
Vì vậy ta dùng momen tương đương tại số lùi để tính tiết diện trục cho toàn trục, khi đó tại tiết diện nguy hiểm (bánh răng tay số lùi) thỏa điều kiện bền thì tiết diện tại các tay số khác cũng sẽ thỏa điều kiện bền
Ta có [𝜎 Σ ] = 250 − 400 𝑀𝑁/𝑚 2 [7], và ta có công thức tính đường kính trục [8]:
𝑀 𝑥 = 880,824 𝑁𝑚 : Momen xoắn ở trục trung gian
𝑀 𝑢 = 2742,353 𝑁𝑚 : Momen uốn lớn nhất trên trục trung gian (tại vị trí bánh răng tay số 1)
Với sơ đồ bố trí ổ lăn, bánh răng, và lực như hình ta tính được momen uốn Mu và momen xoắn Mx như sau:
Bảng 3.24 Mô men uốn và xoắn trên trục trung gian với d = 85mm
Bánh răng d (mm) 𝑀 𝑥 (Nm) 𝑀 𝑢 (Nm) 𝜎 Σ = √𝑀 𝑢
Ta thấy ứng suất tổng hợp thừa rất nhiều (sau khi đổi đơn vị về 𝑀𝑁/𝑚 2 ) nên ta chọn lại tiết diện trục cho phù hợp
Bảng 3.25 Mô men uốn và xoắn trên trục trung gian với d = 35mm
Bánh răng d (mm) 𝑀 𝑥 (Nm) 𝑀 𝑢 (Nm) 𝜎 Σ = √𝑀 𝑢
Ta thấy ứng suất tổng hợp thừa rất nhiều (sau khi đổi đơn vị về 𝑀𝑁/𝑚 2 ), nên ta chọn lại tiết diện trục cho phù hợp, đồng thời đảm bảo tính cân đối cho trục và bánh răng
Bảng 3.26 Mô men uốn và xoắn trên trục trung gian với d = 50mm
Bánh răng d (mm) 𝑀 𝑥 (Nm) 𝑀 𝑢 (Nm) 𝜎 Σ = √𝑀 𝑢
Ta thấy ứng suất tổng hợp vẫn còn thừa nhiều (sau khi đổi đơn vị về 𝑀𝑁/𝑚 2 ), nhưng vì đã giảm được 1/3 đường kính trục và để dự trù cho các trường hợp quá tải nên ta giữ tiết diện 50mm Đồng thời ta tăng Momen xoắn Mx lên từ 1,5 – 2 lần vì momen phanh của ly hợp có giá trị bằng 1,5 – 2 lần giá trị momen động cơ
Bảng 3.27 Mô men uốn và xoắn trên trục trung gian với mô men phanh của ly hợp
Bánh răng d (mm) 2 × 𝑀 𝑥 (Nm) 𝑀 𝑢 (Nm) 𝜎 Σ = √𝑀 𝑢
Từ kết quả trong 2 bảng trên ta thấy
𝜎 Σ ≤ [𝜎 Σ ] = (250 ÷ 400)𝑀𝑁/𝑚 2 [𝜎 Σ ] = 250 𝑀𝑁/𝑚 2 vì chọn giới hạn dưới cho trục dài [9]
Giả sử chọn tiết diện d = 20mm cho trục tại bánh răng tay số 1:
0,1×0,02 2 = 72008467 (N/m 2 ) vẫn thỏa điều kiện bền theo ứng suất
Giả sử chọn tiết diện d = 10mm cho trục tại bánh răng tay số 1:
𝑚 2 = 288𝑀𝑁/𝑚 2 đã vượt quá điều kiện bền theo ứng suất 250 MN/m 2
Chọn ổ bi đỡ trục hộp số
- Chọn ổ đỡ ở trục sơ cấp là ổ bi đỡ chặn (Angular Contact Bearing), vì ổ bi đỡ chặn có thể tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục một phía, phù hợp với các lực có trên hệ trục sơ cấp Đường kính trục tại tiết diện đặt ổ đỡ là 30mm, bề rộng sơ bộ là 30- 35mm vì vậy chọn ổ bi đỡ chặn 2 dãy
Tiến hành chọn ổ đỡ thực tế với thông số tiêu chuẩn trên MISUMI
Hình 3.32 Loại ổ: Chọn loại có hai mặt bích bảo vệ
Hình 3.33 Đường kính trong: Chọn ∅30𝑚𝑚
Hình 3.34 Đường kính ngoài phụ thuộc vào đường kính trong: Chọn ∅72𝑚𝑚
Hình 3.35 Sau khi chọn đường kính ngoài và đường kính trong, theo tiêu chuẩn sẽ có được chiều rộng ổ bi là 30,2mm
Hình 3.36 Với các thông số đã chọn, ta được ổ bi đỡ chặn mã 5306SCZZ/2AS với tải trọng động
Hình 3.37 Ổ bi đỡ chặn mã 5306SCZZ/2AS và các mặt cắt
Bảng 3.30 Các thông số ổ bi đỡ chặn 5306SCZZ/2AS
Ta thấy rằng phản lực tại ổ đỡ có giá trị lớn nhất khi gài tay số 1 với giá trị:
Ta thấy trên trục trung gian có các lực: Lực vòng P và lực hướng tâm của các bánh răng, lực dọc trục Q của các bánh răng nghiêng Vì vậy chọn ổ đũa côn (Taper Roller Bearing) để chịu được lực hướng tâm và lực dọc trục, đồng thời bố trí 2 ổ đối nhau giúp hạn chế di động trục về cả 2 phía (vì lực dọc trục của bánh răng luôn ăn khớp và lực dọc trục của bánh răng các tay số ngược chiều nhau) Ưu điểm của ổ đũa côn là chịu được tải trọng lớn hơn, độ cứng cao hơn, thuận tiện hơn khi lắp ráp (so với ổ bi đỡ chặn) Nhưng khả năng quay nhanh kém hơn ổ bi đỡ chặn (trong trường hợp trục trung gian: bánh răng bị động luôn ăn khớp có kích thước lớn => số vòng quay nhỏ hơn so với số vòng quay trục sơ cấp => khả năng quay nhanh kém hơn cũng không ảnh hưởng tới khả năng làm việc) Đường kính trục tại tiết diện đặt ổ đỡ là 50mm, bề rộng sơ bộ là 30-35mm vì vậy chọn ổ đũa côn
Tiến hành chọn ổ đỡ thực tế với tiêu chuẩn của MISUMI
Hình 3.38 Đường kính trong: Chọn ∅30𝑚𝑚
Hình 3.39 Đường kính ngoài phụ thuộc vào đường kính trong: Chọn ∅72𝑚𝑚
Hình 3.40 Chiều rộng ổ đỡ phụ thuộc vào các thông số phía trên, chọn chiều rộng 28,75mm
Hình 3.41 Ổ đũa côn mã HR32306J và các mặt cắt
Sau khi chọn được thông số hình học ổ đỡ, tiến hành tra Catalog để tìm tải trọng tĩnh và tải trọng động, ta được ổ đũa côn như sau:
Bảng 3.31 Các thông số ổ đũa côn HR32306J
Ta thấy rằng phản lực tại ổ đỡ có giá trị lớn nhất khi gài tay số 1 với giá trị:
Ta thấy trên trục trung gian có các lực: Lực vòng P và lực hướng tâm của các bánh răng, lực dọc trục Q của các bánh răng nghiêng Vì vậy chọn ổ bi đỡ chặn (Angular Contact Bearing) để chịu được lực hướng tâm và lực dọc trục Vì lực dọc trục của các bánh răng nghiêng có chiều cùng hướng ra ngoài nên bố trí 2 ổ bi cùng chiều nhau để ngăn lực dọc trục Đường kính trục tại tiết diện đặt ổ đỡ là 30mm, bề rộng sơ bộ là 30-35mm vì vậy chọn ổ bi đỡ chặn
Bảng 3.32 Các thông số ổ bi đỡ chặn 5306SCZZ/2AS
Ngoài ra các bánh răng trên trục thứ cấp sẽ quay tự do nên cũng cần dùng ổ đỡ Chọn ổ bi kim (Needle Roller Bearing)
Tiến hành chọn ổ đỡ thực tế với tiêu chuẩn của MISUMI
Hình 3.42 Đường kính trong: Chọn ∅30𝑚𝑚
Hình 3.43 Đường kính ngoài: Chọn ∅37𝑚𝑚
Hình 3.44 Chiều rộng ổ: chọn 38mm
Hình 3.45 Ổ bi kim và các mặt cắt
Sau khi chọn được thông số hình học ổ đỡ, tiến hành tra Catalog để tìm tải trọng tĩnh và tải trọng động, ta được
Bảng 3.33 Thông số hình học ổ bi kim HK3038ZWD
Tính toán bộ đồng tốc
Khi tính toán đồng tốc, có những yêu cần cần phải được đảm bảo như sau:
+ Không gài số được khi các cơ cấu nối chưa đồng tốc
+ Các bề mặt có tác dụng ma sát và hãm không được bị kẹt dính khi hoạt động Nhiệm vụ khi tính toán thiết kế bộ đồng tốc:
+ Xác định được thông số hình học, các kích thước của đồng tốc để có thể chế tạo được bộ đồng tốc
+ Đảm bảo đồng tốc không bị kẹt hay dính các bề mặt ma sát với nhau
3.9.2 Cấu tạo bộ đồng tốc
Bộ đồng tốc có cấu tạo gồm các thành phần:
+ Cơ cấu khóa chuyển số
+ Đồng tốc sẽ được thiết kế dựa trên cơ cấu đồng tốc có 3 mặt côn, vì vậy vòng đồng tốc sẽ gồm 3 thành phần là vòng ngoài, vòng giữa, vòng trong
+ Ngoài ra còn có cơ cấu phụ hỗ trợ cho bộ đồng tốc là cụm bánh răng gồm bánh răng của tay số tương ứng (1, 2, 3, 4, 6, lùi) và các bánh răng côn dùng để ăn khớp với ống trượt
3.9.3 Trình tự tính toán đồng tốc
Xác định các kích thước cơ bản của đồng tốc, cần phải thiết lập mói quan hệ giữa các thông số kích thước và các chỉ tiêu làm việc của đồng tốc Muốn vậy, ta tiến hành như sau:
- Viết phương trình chuyển động cho khối lượng quán tính Jb khi chuyển số, với giả các thiết:
+ Bỏ qua ảnh hưởng lực cản của dầu bôi trơn đến sự gỉam tốc độ góc của bánh răng, vì trong điều kiện nhiệt độ bình thường, ảnh hưởng này không đáng kể
+ Tốc độ của ô tô trong thời gian chuyển số không thay đổi Các nghiên cứu cho thấy, giả thiết này hợp lý khi sức cản tổng cộng của đường 0,15 và thời gian đồng tốc tc ≤ 1,0(s) ta được:
Tích phân phương trình (3.22) ta thu được:
+ 𝑖 𝑑𝑡 – Tỷ số truyền từ trục sơ cấp đến bánh răng cần gài, cũng chính là tỷ số truyền của tay số cần gài của hộp số, tức là 𝑖 𝑑𝑡 = 𝑖 ℎ𝑘
+ 𝑀 𝑚𝑠 – momen ma sát của đồng tốc (Nm) được xác định theo công thức:
Với: 𝜇 – hệ số ma sát
𝛼 – nửa góc côn của bề mặt ma sát
𝑟 𝑚𝑠 – bán kính trung bình của bề mặt ma sát
Q – lực chiều trục tác dụng lên bề mặt ma sát, Lực này do người lái tác dụng lên đòn điều khiển tạo ra, do vậy:
𝑄 = 𝑃 đ𝑘 × 𝑖 đ𝑘 × 𝜂 đ𝑘 (3.25) Trong đó: 𝑃 đ𝑘 – lực tác dụng lên đòn điều khiển (N)
𝑖 đ𝑘 , 𝜂 đ𝑘 – tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc và hiệu suất dẫn động tương ứng
+ 𝜔 𝑎 , 𝜔 𝑏 – tốc độ của trục cần nối (trước khi chuyển số) và bánh răng cần gài đặt trên nó (rad/s), rõ ràng ta có:
Với: 𝑖 ℎ𝑘 , 𝑖 ℎ𝑘±1 – tỷ số truyền của tay số cần gài và tay số đang làm việc (cần nhả) của hộp số
𝜔 𝑒 – tốc độ góc trục khuỷu động cơ (rad/s) khi chuyển số
𝜔 𝑒 = (0,75 ÷ 0,85) × 𝜔 𝑁 khi từ số thấp lên số cao hơn
𝜔 𝑒 = (0,9 ÷ 1,0) × 𝜔 𝑁 khi từ số cao xuống số thấp
𝜔 𝑁 – tốc độ góc của trục khuỷu ứng với công suất Max của động cơ
𝑛 𝑁 = 2800 (vòng/phút) theo đề bài
𝐽 𝑏 – momen quán tính quy dẫn, được xác định như sau:
𝐽 𝑙ℎ , 𝐽 𝑠𝑐 , 𝐽 𝑡𝑔 – momen quán tính đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và bánh răng lắp trên nó
𝐽 ℎ𝑖 , 𝐽 𝑠𝑙 – momen quán tính bánh răng của tay số thứ I, đặt trên thứ cấp, bánh răng hay khối bánh răng số lùi luôn luôn ăn khớp với trục trung gian
𝑖 𝑎𝑘 , 𝑖 ℎ𝑖 , 𝑖 𝑠𝑙 – tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (luôn luôn ăn khớp), tay số thứ I của hộp số, từ trục sơ cấp đến bánh răng hay khối bánh răng số lùi Thay (5.3) vào (5.4) và (5.2), sau khi biến đổi, xác định được:
𝜇 × 𝑡 𝑐 × 𝑃 đ𝑘 × 𝑖 đ𝑘 × 𝜂 đ𝑘 Để xác định sơ bộ các kích thước chính của đồng tốc Khi tính toán có thể thừa nhận: + Đối với cặp ma sát thép – đồng thau: 𝜇 = 0,06 ÷ 0,1, chọn 𝜇 = 0,06
+ Để đảm bảo điều kiện tránh kẹt dính các bề mặt ma sát, góc 𝛼 không được nhỏ hơn góc ma sát, tức là: 𝛼 𝑚𝑖𝑛 > arctan (𝜇)
Thời gian đồng tốc tc:
𝑡 𝑐 = 0,15 ÷ 0,3 (cho các tay số cao)
𝑡 𝑐 = 0,5 ÷ 0,8 (cho các tay số thấp)
Momen quán tính của đĩa bị động ly hợp:
𝐽 𝑙ℎ1 – Momen quán tính phần xương của ly hợp
𝐽 𝑙ℎ2 – Momen quán tính phần may-ơ ly hợp Đường kính ngoài của đĩa bị động ly hợp (D2) được giới hạn bởi đường kính bánh đà động cơ, thường chọn sơ bộ theo công thức kinh nghiệm [4]
Memax – momen xoắn cực đại của động cơ, 𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥 = 420 (𝑁𝑚) c – hệ số kinh nghiệm, c = 3,6
Xác định bán kính cong trong R1: bán kính trong R1 và bán kính ngoài R2 không được khác nhau quá lớn, vì sự chênh lệch bán kính dẫn đến chênh lệch tốc độ trượt tiếp tuyến và gây ra hiện tượng mòn không đều vòng ma sát kể từ trong ra ngoài do đó:
- Momen quán tính Jlh1 được tính như sau:
𝑔 × 32 × (𝐷 2 4 − 𝐷 1 4 ) (𝐾𝑔 𝑚𝑚 2 ) Trong đó: b = 1,8 (mm) – bề dày của ly hợp
𝑚𝑚 3 ) – khối lượng riêng của thép g = 10 (m/s 2 ) – gia tốc trọng trường
- Momen quán tính Jlh2 được tính như sau:
𝑔 × 32 × (𝐷 1 4 − 𝐷 𝑠𝑐 4 ) (𝐾𝑔 𝑚𝑚 2 ) Trong đó: b’ = 1,4.dsc=1,4.30B (mm) dsc – đường kính trục sơ cấp
- Momen quán tính trục sơ cấp:
10×32 = 3,66 (𝐾𝑔 𝑚𝑚 2 ) Trong đó: d – đường kính trục l – chiều dài trục, l = 59 mm
- Momen quán tính của trục trung gian Jtg1
32 × 𝑔 Trong đó: dtg = 30 (mm) – đường kính trục trung gian l2 = 705 (mm) – chiều dài trục trung gian
- Momen quán tính của bánh răng trên trục trung gian:
Momen quán tính trục trung gian tính như sau:
- Bán kính ma sát tay số 1 – 2:
- Bán kính ma sát tay số 3 – 4:
Khi biết rms có thể xác định được chiều rộng cần thiết của bề mặt ma sát (tính theo mặt côn sinh ra), để bảo đảm cho áp xuất không vượt quá giá trị cho phép
𝜂 đ𝑘 = 0,9 [𝑝] = 1 (N/mm 2 ) – áp suất cho phép trên bề mặt ma sát
2𝜋 × 69 × 1 × sin 7 𝑜 = 2,39 (𝑚𝑚) Để đảm bảo đơn giản cho chế tạo và sửa chữa, đôi khi tất cả các đồng tốc trong hộp số, được thiết kế với kính thước như nhau Trong trường hợp đó, để các đồng tốc ở số cao làm việc không quá non tải, cho phép tăng một chút mức tải đối với các đồng tốc ở nhữnh tay số thấp
Bề rộng cần thiết của bề mặt ma sát: 𝑏 𝑚𝑠 = 2,39 𝑚𝑚
Sau khi tính toán và hiệu chỉnh lại các kích thước, cần tiến hành tính toán kiểm tra, xác định chính xác chỉ tiêu của đồng tốc, có tính đến điều kiện làm việc thực tế và sự giảm tốc độ của ô tô trong thời gian chuyển số, như: Thời gian đồng tốc tc và công trượt riêng trong một lần gài.
MÔ PHỎNG HỘP SỐ SỬ DỤNG CÔNG CỤ SOLIDWORKS
Giới thiệu về công cụ Solidwork
Solidwork là phần mềm thiết kế 3D tham số, xuất hiện từ năm 1995 của công ty SOLIDWORKS Dassault Systèmes
Solidworks sở hữu những công cụ phục vụ cho quá trình thiết kế và mô phỏng riêng biệt cho từng nhu cầu của người sử dụng với các Module chính như:
Dựng mô hình 3D của hộp số
4.2.1 Xây dựng mô hình 3D của các bánh răng
Từ các thông số hình học đã tính toán ở chương 3, tiến hành dựng lại mô hình của bánh răng Có 2 cách đơn giản nhất để dựng được bánh răng với thông số tiêu chuẩn là lấy từ thư viện SOLIDWORKS hoặc tải bánh răng (sau khi đã chọn các thông số hình học) ở trang KHKgear
Lấy bánh răng từ thư viện Toolbox SOLIDWORKS: Sử dụng tiêu chuẩn ISO Đồng thời cần chọn các thông số đã tính toán như Module, số răng, chiều rộng răng,…
Hình 4.1 Chọn các thông số hình học cho bánh răng
Trang 98 Hình 4.2 Thiết kế chi tiết bánh răng
Hình 4.3 Cặp bánh răng luôn ăn khớp
Trang 99 Hình 4.4 Cặp bánh răng tay số 6
Hình 4.5 Cặp bánh răng tay số 4
Hình 4.6 Cặp bánh răng tay số 3
Hình 4.7 Cặp bánh răng tay số 2
Hình 4.8 Cặp bánh răng tay số 1
Hình 4.9 Cụm 3 bánh răng tay số lùi 4.2.2 Xây dựng mô hình 3D trục Đối với trục hộp số, trước tiên chỉ cần dựng chính xác chiều dài và đường kính trục, sau khi lắp bánh răng lên sẽ tiến hành điều chỉnh sau
Hình 4.10 Dựng trục trung gian của hộp số
Trang 102 Hình 4.11 Xây dựng trục thứ cấp hộp số
Hình 4.12 Trục trung gian hộp số
4.2.3 Xây dựng mô hình 3D của cơ cấu đồng tốc
Hình 4.13 Thiết kế cơ cấu càng chuyển số của bộ đồng tốc
Hình 4.14 Các bộ phận của bộ đồng tốc
Bánh răng kết nối ống gài
Vòng giữa Vòng ngoài đồng tốc
Moayơ đồng tốc Ống gài Vòng trong
Lắp ráp các bộ phận của hộp số
Sau khi xây dựng được mô hình của các chi tiết, tiến hành lắp ráp chúng với nhau bằng môi trường Assembly
Hình 4.15 Lắp ráp bánh răng lên trục trung gian và liên kết thành 1 khối (chế tạo liền trục)
Hình 4.16 Lắp ráp trục sơ cấp với bánh răng và liên kết thành 1 khối (chế tạo liền trục)
Hình 4.17 Tiến hành điều chỉnh chiều dài trục Sau khi lắp các bánh răng và trục, ta thấy rằng khoảng cách giữa 2 bánh răng (vị trí lắp đồng tốc) là quá lớn, vì vậy tiến hành điều chỉnh lại chiều dài trục (giảm khoảng cách giữa 2 bánh răng đi 48mm) Lúc này chiều dài thực tế của trục trung gian là:
Hình 4.18 Cụm cơ cấu hộp số sau khi điều chỉnh chiều dài các trục
Trang 106 Hình 4.19 Cụm hộp số trước và sau khi lắp cơ cấu cần chuyển số
Hình 4.20 Cơ cấu hộp số sau khi thiết kế
Trang 107 Hình 4.21 Cơ cấu hộp số khi chưa lắp vào vỏ
Hình 4.22 Hộp số 6 cấp hoàn chỉnh
Trang 108 Hình 4.23 Hộp số 6 cấp với mặt cắt dọc
Hình 4.24 Hộp số 6 cấp hoàn chỉnh sau khi thiết kế
KIỂM NGHIỆM BỀN HỘP SỐ BẰNG MODULE SIMULATION CỦA CÔNG CỤ SOLIDWORKS
Kiểm nghiệm các bánh răng của hộp số
5.1.1 Kiểm nghiệm bền cặp bánh răng luôn ăn khớp
Trong hộp số, cặp bánh răng luôn ăn khớp luôn chịu momen xoắn từ trục sơ cấp và truyền đến trục trung gian Vì vậy cần kiểm nghiệm bền cho cặp bánh răng luôn ăn khớp
Tiến hành chia lưới và đặt các ràng buộc, momen xoắn cho cặp bánh răng luôn ăn khớp để mô phỏng lại các ngoại lực mà momen tác dụng lên cặp bánh răng trong khi làm việc thực tế Cặp bánh răng luôn ăn khớp sẽ nhận momen M tsc = 420 (N m) và truyền đến trục trung gian
Hình 5.1 Chia lưới và ứng suất xuất hiện trên cặp bánh răng luôn ăn khớp khi mô phỏng Ứng suất: Ta thấy rằng ứng suất giới hạn cho phép Yield Strength là 5.300 ×
10 8 N/m 2 (hay 5.300e+08 – định dạng khoa học), trong khi đó trên toàn bộ kết cấu cụm đều có màu xanh dương biểu thị:
+ Ứng suất trên bánh răng là 4.661 × 10 3 N/m 2
+ Tại vị trí các răng ăn khớp chịu ứng suất lớn hơn với màu xanh lá, ứng suất sẽ nằm trong khoảng 1.25 × 10 8 N/m 2 đến 2.918 × 10 8 N/m 2
+ Tại một số điểm tiếp xúc 2 bánh răng sẽ có ứng suất lớn nhất với màu đỏ tương ứng với ứng suất 4.618 × 10 8 N/m 2 , tuy vậy ứng suất tại các điểm màu đỏ này vẫn nằm trong ứng suất giới hạn cho phép Yield Strength là 5.300 × 10 8 N/m 2
=> Vì vậy có thể kết luận rằng cặp bánh răng luôn ăn khớp đã đảm bảo đủ điều kiện bền theo ứng suất
Hình 5.2 Chuyển vị của cặp bánh răng luôn ăn khớp khi mô phỏng
Chuyển vị: Ta thấy rằng với momen xoắn tác dụng lên cặp bánh răng thì các vị trí bị biến dạng nhiều nhất chính là răng của bánh răng với chuyển vị 7.219 × 10 −2 𝑚𝑚 0,072 𝑚𝑚 Tại các vị trí khác trên bánh răng thì sẽ bị chuyển vị trong khoảng 0,065 mm đến 0,007 mm Vị trí ít bị biến dạng nhất là tại tâm bánh răng với chuyển vị gần bằng 0
=> Vậy có thể kết luận bánh răng sẽ không bị biến dạng khi hoạt động
5.1.2 Kiểm nghiệm bền cặp bánh răng tay số 1
Khi xét đến các cặp bánh răng trong hộp số thì cặp bánh răng tay số 1 sẽ luôn chịu momen xoắn lớn nhất (theo bảng …) vì vậy kiểm nghiệm cho cặp bánh răng tay số 1 thỏa điều kiện bền thì các cặp bánh răn còn lại cũng sẽ thỏa điều kiện bền
Hình 5.3 Chia lưới và ứng suất xuất hiện trên cặp bánh răng tay số 1 khi mô phỏng
Hình 5.4 Chuyển vị xuất hiện trên cặp bánh răng tay số 1 khi mô phỏng
Tiến hành phân tích các thông số để xác định được ứng suất và chuyển vị của cặp bánh răng tay số 1 tương tự như cặp bánh răng luôn ăn khớp đã phân tích trước đó, ta có thể kết luận rằng:
=> Cặp bánh răng tay số 1 thỏa điều kiện bền theo ứng suất và độ chuyển vị không đáng kể
Kiểm nghiệm các trục của hộp số
5.2.1 Kiểm nghiệm bền trục trung gian
Hình 5.5 Tiến hành chia lưới để mô phỏng trục trung gian
Hình 5.6 Ứng suất trên trục trung gian khi mô phỏng
Trang 113 Ứng suất: Ta thấy rằng ứng suất giới hạn cho phép Yield Strength là 5.300 ×
10 8 N/m 2 (hay 5.300e+08 – định dạng khoa học), trong khi đó trên toàn bộ kết cấu trục đều có màu xanh dương biểu thị:
+ Ứng suất trên trục là 8.206 × 10 3 N/m 2
+ Tại vị trí đặt ổ lăn chịu ứng suất lớn hơn với màu xanh lá, ứng suất sẽ nằm trong khoảng 1.191 × 10 8 N/m 2 đến 2.084 × 10 8 N/m 2
+ Tại một số điểm sẽ có ứng suất lớn nhất với màu đỏ tương ứng với ứng suất 2.977 ×
10 8 N/m 2 , tuy vậy ứng suất tại các điểm màu đỏ này vẫn nằm trong ứng suất giới hạn cho phép Yield Strength là 5.300 × 10 8 N/m 2
=> Vì vậy có thể kết luận rằng trục trung gian đã đảm bảo đủ điều kiện bền theo ứng suất
Hình 5.7 Chuyển vị của trục trung gian khi mô phỏng
Chuyển vị: Ta thấy rằng với momen xoắn tác dụng lên trục thứ cấp thì các vị trí bị biến dạng nhiều nhất chính là các then và răng của bánh răng với chuyển vị 1.157 ×
10 −1 𝑚𝑚 = 0,1157 𝑚𝑚 Tại các vị trí khác trên trục thì sẽ bị chuyển vị trong khoảng 0,046 mm đến 0,1 mm Vị trí ít bị biến dạng nhất là tại 2 ổ đỡ trục với chuyển vị gần như bằng 0
=> Vậy có thể kết luận trục sẽ không bị biến dạng khi hoạt động
5.2.2 Kiểm nghiệm bền trục thứ cấp
Hình 5.8 Chia lướt và ứng suất trên trục thứ cấp khi mô phỏng
Hình 5.9 Chuyển vị trên trục thứ cấp khi mô phỏng
Tiến hành phân tích các thông số để xác định được ứng suất và chuyển vị của cặp bánh răng tay số 1 tương tự như cặp bánh răng luôn ăn khớp đã phân tích trước đó, ta có thể kết luận rằng:
=> Trục thứ cấp thỏa điều kiện bền theo ứng suất uốn và độ chuyển vị nằm trong khoảng cho phép
5.2.3 Kiểm nghiệm bền trục sơ cấp
Hình 5.10 Ứng suất trên trục sơ cấp khi mô phỏng
Hình 5.11 Chuyển vị trên trục sơ cấp khi mô phỏng
Tiến hành phân tích các thông số để xác định được ứng suất và chuyển vị của trục sơ cấp tương tự như trục trung gian đã phân tích trước đó, ta có thể kết luận:
=> Trục thứ cấp thỏa điều kiện bền theo ứng suất uốn và độ chuyển vị nằm trong khoảng cho phép
Sau khi kiểm nghiệm bền trục và bánh răng đều thỏa điều kiện bền theo ứng suất và chuyển vị nằm trong khoảng cho phép, ta đưa ra kết luận rằng hộp số đủ khả năng hoạt động bình thường theo các thông số ban đầu đã đề ra