thiết kế hộp số xe tải trên 3 5 tấn

Nó dùng để thay đổi số vòng quay và momen của động cơ truyền đến các bánh xe chủ động cho phù hợp với điều kiện làm việc của ô tô, tách lâu dài động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực, trích

TỔNG QUAN

Các thông số tham khảo

Xe tham khảo: xe tải TMT CUULONG DFA7050T (5 tấn).

1 Thông số về kích thước

Kích thước bao (DxRxC) (mm) 7070x2180 3620x

Chiều dài cơ sở (mm) 3800

2 Thông số về trọng lượng

Trọng lượng bản thân (kg) 3350

- Khối lượng xe đầy tải phân bố lên cầu sau chủ động (kg)

- Khối lượng xe đầy tải phân bố lên cầu trước (kg) 1390

Trọng lượng toàn bộ (kg) 8245

3 Thông số về tính năng chuyển động

Tốc độ lớn nhất (km/h) 72 Độ dốc lớn nhất ô tô vượt được (%) 20,1

Công suất cực đại (kW) / tốc độ quay (v/ph) 70 / 3200 Mômen xoắn cực đại (N.m) / tốc độ quay (v/ph) 235 / 1900

Tỉ số truyền hộp số:

Giới thiệu chung về hộp số

Hộp số là cụm chi tiết quan trọng của hệ thống truyền lực, cho phép thay đổi và phân chia tốc độ và mô men xoắn của động cơ đến các cầu chủ động của ô tô.

Hộp số trong hệ thống truyền lực của ô tô dùng để:

 Thay đổi tốc độ và mô men truyền lực (hay lực kéo) trên các bánh xe.

 Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ thống truyền lực.

 Thay đổi chiều chuyển động tiến hoặc lùi của ô tô.

Trên một số ô tô, chức năng thay đổi mô men 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.

Hộp số cần đáp ứng các yêu cầu cơ bản sau:

 Có dãy tỉ số truyền hợp lý, phân bố các khoảng có tỉ số truyền tối ưu, đảm bảo chất lượng độc học và tính kinh tế vận tải cao.

 Phải có hiệu suất truyền lực cao.

 Khi làm việc không gây tiếng ồn, chuyển số nhẹ nhàng, không phát sinh các tải trọng động.

 Đối với các hộp số sử dụng các bộ truyền có cấp (các tỉ số truyền cố định), khi chuyển số, thường xảy ra thay đổi tốc độ và mô men, gây nên tải trọng động Hạn chế các xung lực và mô men biến động cần có các bộ phận ma sát:

(đồng tốc, khớp ma sát, bộ truyền thuỷ lực, ) cho phép làm đều tốc độ của các phần tử truyền và nâng cao độ bền, độ tin cậy trong làm việc của hộp số.

 Đảm bảo tại một thời điểm làm việc chỉ gài vào một số truyền nhất định một cách chắc chắn (cơ cấu định vị, khoá hãm, bảo hiểm số lùi, ).

 Kết cấu phải nhỏ gọn, dễ điều khiển, dễ bảo dưỡng và sửa chữa.

 Có khả năng bố trí cụm công suất để dẫn động các thiết bị khác.

Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:

- Theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền:

* Với hộp số có cấp

+ Căn cứ vào số lượng tỷ số truyền ( không kể số lùi)

 Hộp số có 2, 3 tỷ số truyền

 Hộp số có 4, 5, 6 hoặc 10, 12 số truyền ( xe tải, xe khách, )

+ Căn cứ vào số lượng và cách bố trí trục

 Hộp số có trục nằm ngang

- Theo phương pháp điều khiển

 Hộp số điều khiển tự động

 Hộp số điều khiển bán tự động

 Hộp số điều khiển cưỡng bức

 Hộp số điều khiển gián tiếp và trực tiếp

 Kết hợp nhiều loại bánh răng

- Theo cấu trúc truyền lực giữa bánh răng

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Giới thiệu một số hộp số cơ khí thường được dùng trên ô tô hiện nay

Hộp số có hộp số vô cấp và hộp số có cấp.

- Hộp số vô cấp dùng để tạo thành hệ thống truyền lực vô cấp, trong đó hộp số có tỉ số truyền biến đổi liên tục.

- Hộp số có cấp dùng để tạo thành hệ thống truyền lực có cấp Tỉ số truyền của hộp số này thay đổi với các giá trị khác nhau Đây là hộp số được dùng phổ biến trên ô tô hiện nay

Cấu tạo chung của hộp số cơ khí có cấp bao gồm các bộ phận cơ bản:

- Bộ phận đảm nhiệm chức năng truyền và biến đổi mô men bao gồm: các cặp bánh răng ăn khớp, các trục và ổ đỡ trục, vỏ hộp số.

- Bộ phận đảm nhận chuyển số đảm nhận chức năng chuyển số theo sự điều khiển của người lái và khả năng giữ nguyên trạng thái làm việc trong quá trình xe hoạt động Bộ phận này bao gồm: cần số, các đòn kéo, thanh trượt, nạng gạt, khớp gài, cơ cấu định vị, khóa hãm, cơ cấu bảo hiểm số lùi

Một số hộp số cơ khí có cấp điển hình:

Là hộp số có đa số các số truyền i truyền qua hai cặp bánh răng ăn khớp Vớih cấu trúc tỉ số truyền truyền qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên chiều quay của trục chủ động và trục bị động không thay đổi, cho phép thực hiện một số giá trị tỉ số truyền lớn, tuy nhiên hiệu quả truyền lực sẽ thấp do phải truyền qua nhiều cặp bánh răng ăn khớp.

Sơ đồ cấu trúc, bố trí trục của hộp số 3 trục điển hình :

Z'2 a) Sơ đồ kết cấu b) Sơ đồ bố trí trục.

Hình 2.1: Sơ đồ cấu trúc, bố trí trục của hộp số 3 trục 5 cấp

I, II, III: lần lượt là các trục sơ cấp, trục trung gian, trục thứ cấp

0: vị trí trục trung gian của các số truyền.

1, 2, 3, 4, 5: vị trí của các số truyền và bánh răng tương ứng.

Số Vị trí gài Dòng truyền Giá trị

1 G , G ≡0; G3 2 1=1 I ZaxZ’a II Z’ 1 xZ1 III i lớn nhất h

2 G , G ≡0; G1 3 2=2 I Z a xZ’a II Z’ 2 xZ2 III i trung gian h

3 G , G ≡0; G1 3 2=3 I Z a xZ’a II X’ 3 xZ3 III i trung gian h

4 G , G ≡0; G1 2 3=4 I Z a xZ’a II Z’ 4 xZ4 III i trung gian h

Lùi G3, G ≡0; G2 1=L I ZaxZ’a  II Z’ L xZL1 Z L2 xZ1

III Đảo chiều quay Bảng dòng truyền mô men của hộp số 3 trục 5 cấp:

I, III a)Sơ đồ kết cấu b) Sơ đồ bố trí trục

Hình 2.2: Sơ đồ cấu trúc bố trí trục hộp số 3 trục 4 cấp

I, II, III: lần lượt là các trục sơ cấp, trục trung gian, trục thứ cấp

0: vị trí trục trung gian của các số truyền.

1, 2, 3, 4: vị trí của các số truyền và bánh răng tương ứng

Dòng truyền mô men của hộp số 3 trục 4 cấp:

1 G , G ≡0; G3 1 2=1 I Z a xZ’a  II Z’ 1 xZ1 III i lớn nhất h

2 G , G ≡0; G1 3 2=2 I ZaxZ’a  II Z’ 2 xZ2 III i trung gian h

3 G , G ≡0; G1 2 3=3 I ZaxZ’a  II X’ 3 xZ3 III i trung gianh

Lùi G , G ≡0; G3 2 1=L I ZaxZ’a  II Z’ L xZ xZL2 L1 III Đảo chiều quay

Là hộp số có đa số các số truyền i truyền qua một cặp bánh răng ăn khớp.h

Các hộp số này rất phù hợp với hệ thống truyền lực của xe ô tô con, đòi hỏi tốc độ cao (Giá trị i không cần lớn) h

Ví dụ điển hình: hộp số 2 trục 5 cấp:

I, II: lần lượt là các trục sơ cấp, trục thứ cấp

1, 2, 3, 4, 5: vị trí của các số truyền và bánh răng tương ứng.

C , C : bánh răng chủ động, bánh răng bị động.1 2

Hình 2.3: Sơ đồ kết cấu của hộp số 2 trục 5 cấp

1 G , G ≡0; G1 2 3=1 I Z1xZ’1  II C 1 xC2 ih lớn nhất

2 G , G ≡0; G1 2 3=2 I Z 2 xZ’2  II C 1 xC2 ih trung gian

3 G , G ≡ 0; G1 3 2=3 I Z 3 xZ’3  II C 1 xC2 ih trung gian

4 G , G ≡ 0; G1 3 2=4 I Z 4 xZ’4  II C 1 xC2 ih trung gian

5 G , G ≡ 0; G2 3 1=5 I Z5xZ’5  II C 1 xC2 ih nhỏ nhất

Lùi G1, G G3≡0; LxL2, 1xL2 I Z L xZ xZL1 L2 II Đảo chiều quay

Các số truyền và dòng truyền mô men của hộp số 2 trục 5 cấp:

Quan điểm thiết kế

Theo yêu cầu của bài toán đặt ra là thiết kế hộp số cho xe 5 tấn, với xe tham khảo là xe tải TMT CUULONG DFA7050T

Hình 2.4: xe tải TMT CUULONG DFA7050T

Ta chọn hộp cơ khí giống như xe tham khảo với lí do:

- Xe tải động cơ đặt trước, truyền lực bánh sau nên chọn hộp số đặt dọc

- Đây là hộp số cơ khí có cấp được dùng phổ biến hiện nay:

+ Quy trình công nghệ nguyên công gia công chế tạo và lắp ráp đã được ứng dụng rộng Giá thành chế tạo cho sản phẩm thấp.

+ Vì phổ biến nên quá trình sửa chữa bảo dưỡng của người sử dụng thuận lợi.

+ Độ tin cậy của sản phẩm sẽ cao hơn so với hộp số vô cấp.

- Ta dùng hộp số 3 trục 5 cấp mà không sử dụng hộp số 2 trục hay hộp số nhiều cấp, ít cấp: 4 cấp, 8 cấp, Vì:

+ Ảnh hưởng của số lượng số truyền trong hộp số.

+ Khi sử dụng nhiều tay số thì: tính kinh tế nhiên liệu sẽ tăng lên, tính phức tạp cũng tăng theo, làm cho giá thành của cả chiếc xe cũng tăng lên Điều này làm mất tính cạnh tranh của sản phẩm.

+ Với hộp số 3 trục thì trục sơ cấp và thứ cấp là đồng trục cho nên sẽ tạo ra được số truyền thẳng giúp cho các bánh răng và các ổ bi không chịu tải (ít phải làm việc, tăng hiệu suất,…) Hộp số sẽ bền hơn, làm việc tốt hơn.

+ Với hộp số 3 trục thì chúng ta còn tạo ra được tỉ số truyền lớn cho hộp số.

+ Nếu dùng hộp số 3 cấp hoặc 4 cấp thì nó sẽ không phân được hết các tỉ số truyền, mà vì xe tải 5 tấn nên yêu cầu tỉ số truyền lớn

+ Nếu dùng hộp số nhiều cấp: phức tạp hơn, chiều dài trục lớn sẽ xảy ra võng trục mà lại tốn kém không cần thiết.

Kết luận về phương án thiết kế

Từ các quan điểm thiết kế đã nêu ở trên ta đi tới phương án thiết kế hộp số cho xe tải 5 tấn như sau:

- Hộp số cơ khí với 5 cấp số, được bố trí dọc theo xe.

- Hộp số có 5 số tiến và 1 số lùi, với số truyền 5 là số truyền thẳng.

- Số trục hộp số là 3 trục: trục sơ cấp , trục thứ cấp, trục trung gian Trong đó có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm.

- Cách chuyển số là sử dụng bộ đồng tốc cùng khớp gài số.

- Điều khiển bằng tay nhờ càng gạt số.

- Loại bánh răng sử dụng là bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng.

Sơ đồ hộp số tham khảo :

Hình 2.5: Sơ đồ hộp số xe tham khảo

 Cơ cấu chính của hộp số gồm:

- Trục chủ động I (trục sơ cấp) đồng thời là trục bị động của ly hợp đặt trên hai ổ lăn: một gối vào trong bánh đà, một đặt trên vỏ hộp số Trục bố trí bánh răng

Za(số 1) thường xuyên ăn khớp với bánh răng Z’ (số 2) Trong lòng bánh răng a bố trí gối đỡ cho trục I

- Trục trung gian II đặt trên hai ổ lăn của vỏ hộp số Trên trục bố trí sáu bánh răng nghiêng Z’ , Z’ (số3), Z’ (số 6), Z’ (số13), Z’ (số 7) nhờ các then bán a 4 3 L 2 nguyệt và một bánh răng thẳng Z’ (số 10) chế tạo liền trục.1

- Trục bị động III (trụ thứ cấp) bố trí trên 2 ổ lăn: một – gối trên vỏ, một– gối vào lòng bánh răng Z’ Trục mang theo ba bánh răng nghiêng: Z (số 4), Za 4 3 (số 5), Z (số 8) lắp quay trơn trên trục, một bánh răng thẳng Z (số 9) di trượt 2 1 bằng then hoa đảm bảo cho việc di chuyển gài số trực tiếp, hai bộ khớp gài dạng đồng tốc G , G được gài vào vị trí tương ứng (hình vẽ 2.5) Khi một 2 3 bánh răng được gài các bánh răng khác sẽ ở vị trí quay tự do (quay lồng không) Vị trí khớp gài G có thể bố trí nối với bánh răng Z , tạo nên khả năng 3 a truyền thẳng từ trục I sang trục III (số truyền thẳng) Khớp gài G đặt trên 1 bánh răng Z dùng để di chuyển trực tiếp bánh răng sang vị trí số 1 hay số lùi 1

- Việc bố trí thêm trục IV (trục số lùi) cho phép tạo thành số lùi với ba cặp bánh răng ăn khớp và đảm bảo chiều quay của trục bị động Các trục của hộp số được bố trí trong không gian trình bày như hình vẽ (Hình 2.1).

Bảng dòng truyền mô men của hộp số này:

1 G , G ≡0; G3 2 1=1 I1x2II10x9 III ih lớn nhất

4 G , G ≡0; G1 2 3=4 I 1x2   II 3x4 III ih trung gian

Lùi G3, G ≡0; G2 1=L I 1x2 II  13x11 12x9 III Đảo chiều quay

 Qua bảng ta nhận thấy:

- Đa số các tỉ số truyền được thực hiện thông qua hai cặp bánh răng ăn khớp, trong đó có cặp bánh răng 1 và 2 luôn ăn khớp.

- Ở số truyền thẳng, lúc này dòng truyền trực tiếp từ trục sơ cấp qua khớp gài tới trục thứ cấp Khi đó, các bánh răng làm việc không tải, hiệu suất truyền lực của hộp số là cực đại Thời gian làm việc ở số truyền thẳng có thể chiếm khoảng 60% - 80% tổng thời gian chuyển động, do vậy cho phép hạn chế hao mòn bánh răng.

- Bánh răng của hộp số được sử dụng với hai loại: bánh răng nghiêng và bánh răng thẳng Các bánh răng luôn luôn ăn khớp sử dụng bánh răng răng nghiêng,các bánh răng di trượt gài số sử dụng bánh răng răng thẳng Các bánh răng có bánh răng nghiêng giúp ta tăng khả năng chịu tải và giảm độ ồn, tuy nhiên trong thiết kế các chiều nghiêng được chọn hợp lý để hạn chế tối đa lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ trục Các bánh răng răng thẳng sử dụng để gài số trực tiếp không thông qua ống gài, chỉ sử dụng với số 1 và số lùi (khi gài ô tô đứng yên) nhằm tránh xảy ra va đập các đầu răng, tuy nhiên để dễ dàng gài số các đầu răng của các bánh răng này được vát và vê tròn.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ

Tính tỷ số truyền hộp số

Theo sơ đồ hộ số hình 2.5 có trục sơ cấp và thứ cấp đồng trục thì ở tay số truyền ở tay số 5 chọn i = 1 (số truyền thẳng).h5

Tỷ số truyền ở tay số 1 được xác định theo điều kiện cản của xe (công thức của viện sĩ chuđacốp):

+ G - trọng lượng toàn bộ của ô tô: G = 82450 (N)

+- hệ số cản lớn nhất: chọn hệ số cản lăn

(0,93 là hệ số biến dạng của lốp áp suất thấp: 0,93~0,935, Sách LToto) d: đường kính vành xe (inch)

B: bề rộng lốp (inch) Thông thường cho B=H

+- tỷ số truyền truyền lực chính hệ số vòng quay của động cơ chọn đối với xe tải.

+ : mô men xoắn cực đại của động cơ,

+ : Hiệu suất của hệ thống truyền lực Chọn

Xác định các thông số cơ bản

Khoảng cách trục a được tính theo công thức kinh nghiệm:ω

Trong đó: k là hệ số kinh nghiệm.a đối với xe tải chọn 19.

Chọn = 125 (mm) gần nhất trong dãy tiêu chuẩn

3.2.2 Modun các bánh răng hộp số

Modun pháp tuyến () của các bánh răng thường được chọn theo kinh nghiệm.

Với ô tô tải: = (0,032 (mm) Chọn = 4,5 (mm) theo tiêu chuẩn.

Phần lớn các bánh răng là bánh răng nghiêng. Đối với ô tô tải Tuy nhiên trong khi chọn β cần lưu ý đến điều kiện đảm bảo độ êm dịu làm việc và một số điều kiện làm việc khác Độ êm dịu cao nhất khi hệ số trùng khớp chiều trục ε là số nguyên Tuy nhiên không thể lớn hơn 1 do các bánh răng có bề rộng giới hạn nên ta thường chọn =1.

( bề rộng răng của bánh răng)

Chọn tất cả các bánh răng có cùng bề rộng, cùng modun để chế tạo dễ dàng hơn.

Trên thực tế để đảm bảo một số điều kiện như giảm tải trọng tác dụng lên ổ.

3.2.4 Số răng của các bánh răng Đối với hộp số 3 trục 5 cấp, mỗi tay số trừ số lùi và số truyền thẳng được tạo nên bởi 2 cặp bánh răng:

+ Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian có tỷ số truyền: ia

+ Cặp bánh răng nối trục trung gian với trục thứ cấp có tỷ số truyền: ii

- Số lượng răng z của bánh răng chủ động luôn ăn khớp chọn theo điều kiệna không bị cắt đỉnh với răng không dịch chỉnh là ≥ 17 ta chọn z = 20 răng.a

- Tính lại tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp

- Tính lại khoảng cách trục:

- Số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả thuyết chúng cùng môđun và góc nghiêng. z i =

Z = 27 răng 4 Để triệt tiêu lực dọc trục, cần phải tính lại góc nghiêng răng của các bánh răng a,2,3,5,6

Vậy: = 12,8 (cặp răng luôn ăn khớp) 0 β = 7,77 (cặp răng số 1) 1 0 β = 10,3 (cặp răng số 2)2 0 β = 13,4 (cặp răng số 3) 3 0 β = 17,07 (cặp răng số 5)4 0 β = 0 (răng thẳng)lùi 0

- Tính lại số răng của bánh răng trên trục trung gian: z i =

- Tính lại số răng của các bánh răng trên trục thứ cấp.

- Tính lại chính xác tỉ số truyền i i ia = 34/21 = 1,62 i = 41/12 = 3,42 i = 38/17 = 2,241 2 i = 32/22 = 1,45 i = 26/27 = 0,96 47/11= 4,273 4

- Tính lại tỉ số truyền hộp số ihi i hi = vậy: i = 5,53 i = 3,62 i = 2,35 = 1,56 i = 6,92h1 h2 h3 lùi

3.2.5 Xác định kích thước hình học của các bánh răng:

Cặp bánh răng luôn ăn khớp

Thông số Ký hiệu Công thức

Kết quả Bánh răng chủ động

Mô đun mặt đầu ms 4,61

Bước mặt đầu ts 14,5 Đường kính vòng tròn chia d (mm) 96,81 157,74 Đường kính vòng đỉnh (mm) 105,81 166,74 Đường kính vòng đáy (mm) 85,56 146,49

Chiều rộng vành răng B (mm) B= (78,6).ms 37

Chiều cao đầu răng (mm) 4,5

Chiều cao chân răng (mm) 5,625

Chiều dày răng trên vòng tròn chia S (mm) 7,07

Cặp bánh răng tay số 1

Thông số Ký hiệu Kết quả

Bánh chủ động Bánh bị động

Chiều rộng vành răng B (mm) 35

Cặp bánh răng tay số lùi

Tính bền của bánh răng hộp số

 Chế độ tải trọng tính toán:

- Mômen tính toán theo mômen lớn nhất của động cơ:

- Mô men tính toán trên trục sơ cấp: M = = 235 Nmt

- Mô men tính toán trên trục trung gian:

- Mô men tính toán của các bánh răng trên trục thứ cấp: M = t

Cấp số Tỷ số truyền M (Nm)t

Trong đó: Me max = 235 Nm - Mômen xoắn cực đại của động cơ hiệu suất truyền lực = 0,85

 Mômen tính toán theo điều kiện bám:

Mt Với = m.g = 1960.10 = 19600 (N) – trọng lượng bám của ô tô

= 0,7 – hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường

19 r = 0,384 m - bán kính tính toán của bánh xe chủ động.bx i0 = 6,36

Ta được giá trị của mô men tính toán theo điều kiện bám (M )t

Cấp số Tỷ số truyền M (Nm)t

 Giữa mômen tính toán theo điều kiện bám và mômen tính toán theo mômen cực đại của động cơ ta chọn mômen tính toán có giá trị nhỏ hơn Từ đó ta được các giá trị mômen tính toán:

3.3.1 Tính bền các cặp bánh răng ăn khớp theo ứng suất uốn:

Lực vòng tác dụng lên bánh răng tại vị trí ăn khớp:

P Với r – bán kính vòng tròn chia0

Ta được giá trị của lực vòng P trên:

 Bánh răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp trên trục sơ cấp: P = 3640,74 N

 Các bánh răng trên trục trung gian: với M = 285 (N.m)t

 Các bánh răng trên trục thứ cấp:

+ Bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp: y = 0,126 (Tra bảng 4.1 sách tính toán ô tô: Tr50)

+ Các bánh răng trên trục trung gian:

+ Các bánh răng trên trục thứ cấp:

+ Chiều rộng làm việc của vành răng

Mô đun mặt đầu của răng: m = s

 Ứng suất uốn: (Sách tính toán ô tô/Tr51: công thức 4.16-4.17) Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: = 0,24 (MN/m ) 2 Đối với bánh răng trụ răng thẳng: = 0,36 (MN/m ) 2 Trong đó: P – lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính. b – chiều rộng làm việc của răng. m, m – môđun và môđun pháp tuyến của răng.n y – hệ số dạng răng.

Từ đó ta tính được giá trị của σ cho từng bánh răng:u

 Các bánh răng trên trục sơ cấp: σ = 40,656 (MN/m )u 2

 Các bánh răng trên trục trung gian:

Tay số lùi 17,6 Ứng suất uốn cho phép của các bánh răng hộp số có các trục cố định:

- Bánh răng trụ nghiêng dùng cho cặp bánh răng luôn ăn khớp:

- Bánh răng thẳng cho số lùi: 400 ÷ 850 MN/m 2

Vậy các cặp bánh răng ăn khớp của hộp số đều thoả điều kiện bền theo ứng suất uốn.

3.3.2 Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc

E: mođun đàn hồi của vật liệu Đối với thép chọn b – bề rộng bánh răng (m) , – bán kính cong của các bề mặt răng chủ động và bị động tại điểm tiếp xúc (m)

+ Bánh răng trụ răng thẳng:

+ Bánh răng trụ răng nghiêng: r1, r – bán kính vòng tròn lăn của bánh răng chủ động và bị động.2 α = 20 0

Từ đó ta tính được giá trị của ứng suất tiếp xúc:

 Các bánh răng trên trục sơ cấp: σ = 583,7 MN/mtx 2

 Các bánh răng trên trục trung gian:

Bánh răng (MN/m ) 2 Luôn ăn khớp 581,04

Tay số lùi 422,54 Ứng suất cho phép của các cặp bánh răng ăn khớp trong hộp số:

Bánh răng luôn ăn khớp và các bánh răng ở các số cao: 650 ÷ 700 MN/m 2

Bánh răng dùng cho số lùi: 950 ÷ 1000 MN/m 2

Vậy các cặp bánh răng ăn khớp của hộp số đều thoả điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

Tính toán trục hộp số

3.4.1 Tính sơ bộ trục, kích thước trục hộp số

- Trục sơ cấp: Để tiện cho quá trình chế tạo chọn

Chọn để tiện chế tạo Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thỏa mãn điều kiện

, chọn là độ dài trục trung gian

Chọn Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thỏa mãn điều kiện

, chọn : là độ dài trục thứ cấp.

- Tính trục theo độ bền uốn.

Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức

M : là mô men chống uốn tổng hợp tại tiết diện: u

M : mô men uốn trong mặt phẳng nghiêng (yoz)n

M : mô men uốn trong mặt phẳng đứng ( zox)d

W : mô men chống uốn Đối với trục đặc u

- Tính trục theo bền xoắn.

W : momen chống xoắn Đối với trục đặc z

- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp.

= ≤ [] a) Đối với trục thứ cấp : Giả sử phản lực tại các phản lực có chiều như hình vẽ:

Ta có các phương trình cân bằng lực và mômen sau :

  Dựa vào sơ đồ hộp số và công thức tính ta tính được các lực tác dụng lên trục là:

Ta có bảng số liệu sau :

Vị trí Số 1 Số 2 Số 3 Số 4 a(mm) 240 190 120 80 l3(mm) 320 320 320 320

Mô men uốn tại tiết diện bánh răng các số là :

Vậy ta có kết quả sau :

Vị Trí Số 1 Số 2 Số 3 Số 4 a(mm) 240 190 120 80

So sánh với điều kiện: thì ta thấy thoả mãn tại các vị trí gài số đều thoả mãn điều kiện bền.

Biểu đồ mô men của tay số 1

Biểu đồ mô men của tay số 2:

Tính cứng vững trục thứ cấp. Độ cứng vững của mỗi điểm trên trục được đặc trưng bằng độ võng và góc xoay tại điểm ấy của trục trong 2 mặt phẳng vuông góc với nhau: Độ võng tại điểm C :

- R là lực hướng tâm tác dụng lên điểm C (N).

- M là momen uốn đặt lực tại C (N.m), Mo o=Mu

- a, b, l là các khoảng cách đặt lực và chiều dài trục (m)

- E là modun đàn hồi của vật liệu, E= 2.10 MN/m 5 2

- J là momen quán tính của tiết diện, đối với trục đặc xác định như sau:

Với D là đường kính trục (m)

Do trên trục có nhiều lực và mô men tác dụng nên độ võng và góc xoay tại các tiết diện bằng tổng đại số các độ võng và góc xoay tại tiết diện ấy do từng lực và mô men riêng rẽ tác dụng.

Kết quả phù hợp b) Trục trung gian.

Ta giả sử các lực tác dụng nên trục như hình sau:

Phương trình cân bằng lực và mô men lên các ổ lăn:

Mô men uốn tại tiết diện bánh răng của các số là:

+ Tại vị trí bánh răng luôn ăn khớp

+ Tại vị trí bánh răng gài số

Ta có số liệu theo bảng sau: vị trí Số 1 Số 2 Số 3 Số 4 b(mm) 40 40 40 40 c(mm) 280 230 160 120 l2(mm) 360 360 360 360

So sánh với điều kiện ta thấy tăng đường kính đoạn trục lắp cặp bánh răng ăn khớp số 1 nên 70 mm thì thoả mãn điều kiện bền.

Biểu đồ mô men tay số 1:

Biểu đồ mô men tay số 2:

Biểu đồ mômen tay số 3:

Biểu đồ mômen tay số 4:

Sơ đồ trục sơ cấp:

Ta có phương trình cân bằng lực và cân bằng mô men sau:

Ta có bảng kết quả sau:

Vị trí Số 1 Số 2 Số 3 Số 4 a 180 180 180 180 b 230 230 230 230

Mô men uốn tại tiết diện vị trí đặt ổ lăn là:

Vị trí Số 1 Số 2 Số 3 Số 4 a(mm) 180 180 180 180 b(mm) 230 230 230 230

Dựa vào công thức tính bền uốn và xoắn ta có bảng:

Vị trí Số 1 Số 2 Số 3 Số 4

Vậy ta thấy trục đủ bền.

Biểu đồ mô men cho các tay số có dạng sau:

3.5 Tính toán ổ lăn Ổ lăn hộp số ô tô được chọn theo khả năng làm việc với chế độ tải trọng trung bình, cần phải đảm bảo yêu cầu làm việc bền lâu khi kích thước của ổ nhỏ Trong một số trường hợp kích thước của ổ được chọn tăng nên để đảm bảo điều kiện lắp ghép giữa các chi tiết trong hộp số hoặc nâng cao độ cứng vững của các chi tiết trong hộp số.

Do tốc độ vòng quay của ổ bi n >1 (v/ph) nên ta tính khả năng làm việc của ổ.

Hệ số khả năng làm việc của ổ bi được tính theo công thức:

K 1 : hệ số tính đến vòng nào quay: =1 (vòng trong quay)K

K d : hệ số tải trọng động: K d =1

K t: hệ số tính đến ảnh hưởng của chế độ nhiệt độ đến độ bền lâu của ổ bi.

Hộp số ô tô thường làm việc ở nhiệt độ dưới 398 K nên ta lấy =1 0 K 1

L: tuổi thọ tính theo triệu vòng:

Trong đó: n : số vòng quay tính toán của ổ bi (v/ph) Số vòng quay tính toán xác địnht theo tốc độ chuyển động trung bình của ô tô ở số truyền thẳng (ih=1). Ô tô tải : V = 30 ÷ 35 km.tb ht: thời gian làm việc của ô lăn:

S: quãng đường chạy của ô tô giữa 2 kỳ đại tu (km) Đối với ô tô tải ≥ 160000 km.

Vậy ( 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

Rtd : lực tương đương tác dụng nên ổ (N)

: hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở các số truyền tương ứng với giá trị sau: 0.1 ; 1 ; 3 ; 10 ; 80 (%).

: hệ số số vòng quay, tính bằng tỷ số vòng quay của ổ lăn ở các số truyền 1;

2; 3; 4 với số vòng quay tính toán.

Với trục sơ cấp với mọi số truyền Với trục thứ cấp

: tải trọng quy dẫn hướng kính tác dụng nên ổ lăn ở các số truyền Đối với ổ bi cầu hướng kính : R = A + m Qqn

A- tải trọng hướng kính tác dụng nên ổ lăn Đối với trục thứ cấp

Trong đó: X , Y , X , Y là các lực tác dụng lên ổ lăn tính theo tải trọng trung0 0 1 1 bình Mtb.

3.5.1 Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục thứ cấp

Q: tải trọng chiều trục tác dụng lên ổ lăn m: hệ số quy dẫn lực chiều trục về lực hướng kính, chọn m = 1,5 Đối với ổ bi hướng kính loại tựa dưới tác dụng của tải trọng hướng kính

A, phát sinh ra thành phần chiều trục S được xác định theo công thức :

S=1,3 A tgβ Trong đó: β: góc tiếp xúc thanh lăn, chọn β 0 Lực chiều trục

Vì thành phần S , S của tải trọng hướng kính trên 2 ổ không bằng nhau nên tải0 1 trọng quy dẫn được tính như sau:

Trong đó: S , S : lực chiều trục sinh ra do tác dụng của các lực hướng kính.0 1

Vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rq4(N) Rtd(N) C(N)

Dựa vào giá trị của C và điều kiện trục thứ cấp ta chọn được ổ lăn: Ổ lăn ở vị trí 0 (chọn ổ bi đỡ chặn)

Vị trí d(mm) D(mm) b=T(mm) r(mm) r1(mm) C(kN)

0 60 130 31 3,0 1,5 78,8 Ở vị trí số 1 chọn ổ bi kim.

3.5.2 Đối với trục trung gian

Dựa vào công thức tính với trục thứ cấp ta có kết quả với trục trung gian như sau:

Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục trung gian:

Vị trí Rq1(N) R (N)q2 Rq3(N) Rq4(N) Rtd(N) C(N)

Dựa công thức tính trục sơ cấp ta có bảng kết quả đối với trục trung gian như sau:

3.5.3 Đối với trục sơ cấp

Dựa vào công thức tính với trục thứ cấp ta có kết quả :

Vị trí Rq1(N) R (N)q2 R (N)q3 Rq4(N) Rtd(N) C(N)

Tiêu đề	Thiết Kế Hộp Số Xe Tải Trên 3,5 Tấn (Xe Tải TMT Cuulong DFA7050T)
Tác giả	Nguyễn Trường Sơn
Người hướng dẫn	Ths Nguyễn Văn Thắng
Trường học	Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Cơ Khí Ô Tô
Thể loại	Đồ án
Năm xuất bản	2022
Thành phố	Thành phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	45
Dung lượng	1,79 MB