Muốn giải quyết được vấn đềnày trên ô tô cần phải đặt hộp số.Nhờ có hộp số ta có thể tăng được lực kéo cần thiết để thắng sức cản chuyểnđộng tăng lên của ôtô và đảm bảo cho ô tô chuyển đ
TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ
Công dụng, phân loại, yêu cầu
Ta biết rằng đối với ôtô thì điều kiện để xác định tỉ số truyền nhỏ nhất của hệ thống truyền lực là ôtô phải đạt được vận tốc cao nhất (v max ) và công suất đạt giá trị lớn nhất (N emax ) Muốn vậy thì ôtô phải chuyển động trên đường tốt (hệ số cản y là nhỏ nhất, đường bằng phẳng,mặt đường phủ cứng,…), nhưng không phải bao giờ ôtô cũng chuyển động trong điều kiện lí tưởng như vậy.Khi gặp đường xấu, hệ số cản y tăng đòi hỏi lực kéo phải tăng,nhưng động cơ đốt trong dùng trên ô tô có hệ số thích ứng rất thấp:
- Đối với động cơ xăng = 1,1 1,2
- Đối với động cơ điêzen = 1,05 1,15
Do đó, mômen quay của động cơ ô tô không thể đáp ứng nổi yêu cầu mômen cần thiết để thắng sức cản chuyển động Muốn giải quyết được vấn đề này trên ô tô cần phải đặt hộp số.
Nhờ có hộp số ta có thể tăng được lực kéo cần thiết để thắng sức cản chuyển động tăng lên của ôtô và đảm bảo cho ô tô chuyển động với tốc độ thấp,những tốc độ thấp này tự động cơ không thể đảm bảo được vì động cơ đốt trong có số vòng quay tối thiểu tương đối cao Hộp số tạo cho ô tô có thể chạy lùi và đảm bảo cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi cần thiết để động cơ quay không.
Hiện nay hộp số được chia làm 2 loại cơ bản là hộp số cơ khí và hộp số tự động:
- Hộp số cơ khí được phân loại theo các cách sau:
*Theo số lượng cấp số tiến:
+ Hộp số 5 cấp (xe tham khảo)
*Theo đường trục có thể chia ra loại hộp số có cấp với các đường trục cố định (hộp số bình thường) và hộp số có cấp với các đường trục chuyển động (hộp số loại hành tinh).
- Hộp số tự động: cơ khí,điện,thuỷ cơ,đai.
Hộp số của ôtô phải đảm bảo các yêu cầu sau:
- Có tỷ số truyền dảm bảo tính chất động lực kéo và tính kinh tế nhiên liệu khi làm việc.
- Không sinh các lực va đập lên hệ thống truyền lực.
- Có vị trí trung gian để có thể cắt động cơ khỏi hệ thống truyền lực được lâu dài.
- Đơn giản kết cấu và điều khiển dễ dàng.
- Có khả năng chế tạo ở Việt Nam.
Kết cấu, nguyên lý làm việc của hộp số
1.2.1 Kết cấu của hộp số
Hình 1.1 Kết cấu của hộp số thiết kế.
1.Loxo và bi định vị 11.Vòng chặn
2.Bộ đồng tốc số 2 và số 3 12 Ổ bi đỡ trục trung gian
3.Bánh răng số 2 13 Các te hộp số
4.Càng cài số 1 và số lùi 14 Bánh răng số lùi của trục thứ cấp
5.Bánh răng truyền động số 1 và số lùi 15 Bánh răng số 3
6.Chỗ thêm dầu hộp số 16.Bánh răng số 4
7.Ổ bi đỡ trục thứ cấp 17.Trục trung gian
8.Trục thứ cấp 18.Bánh răng dẫn động trục trung gian
9.Bích chắn bùn 19.Ổ bi đỡ
10.Đai ốc trục trung gian 20.Vành ngăn bụi
23.Ống chống xoay 24.Trục sơ cấp
25.Ống lót bánh răng số 4 26.Bộ đồng tốc số 4 và số 5
27.Bánh răng số 4 28.Càng cua gạt bộ đồng tốc số 4 và số5 29.Trục trơn 30.Nắp hộp số
Hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, số truyền cuối là số truyền thẳng, có các cặp bánh răng ở các số luôn luôn ăn khớp với nhau Hộp số có ba bộ đồng tốc để gài số 1 và số lùi,số 2 và số 3, số 4 và số 5 Các bánh răng trên trục trung gian lắp chặt và luôn quay Việc gài số lùi bằng cách di trượt bộ đồng tốc gài số 1 & lùi về phía sau.
Nguyên lý làm việc của hộp số
Hình 2.2 Nguyên lí làm việc của hộp số.
Mômen xoắn từ động cơ đi qua li hợp được dẫn động đến trục chủ động của hộp số.Khi trục chủ động quay kéo theo trục trung gian quay vì giữa chúng có cặp bánh răng luôn ăn khớp,truc trung gian quay làm các bánh răng ở các tay số có bộ đồng tốc cùng quay.Việc sang số được tiến hành như sau:
- Số 1: Đẩy tay số,càng cua gạt bộ đồng tốc gài số di trượt về phía trước ăn khớp với bánh răng số 1 của trục thứ cấp.
- Số 2: Đẩy tay số, càng cua gạt bộ đồng tốc của số 2 và 3 đi về phía sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với vành răng trên bánh răng số 2(trên trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 2 này trên trục.
- Số 3: Đẩy tay số, càng cua gạt bộ đồng tốc của số 2 và 3 đi về phía trước, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với vành răng trên bánh răng số 3 (trên trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 3 này trên trục.
- Số 4: Đẩy tay số, càng cua gạt bộ đồng tốc của số 4 và 5 di chuyển về phía sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với vành răng của bánh răng số 4 (trên trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 4 này trên trục.
- Số 5: Đẩy tay số, càng cua gạt bộ đồng tốc của số 4 và 5 đi về phía trước, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với những răng trong của bánh răng số 5 nằm trên trục sơ cấp, lúc đó trục sơ cấp và trục thứ cấp nối tiếp với nhau (số truyền thẳng).
- Số lùi: Đẩy tay số,càng cua gạt bộ đồng tốc gài số di trượt về phía sau ăn khớp với bánh răng số lùi của trục thứ cấp.
XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC
Tỷ số truyền số thấp nhất - số cao nhất của hộp số
Giá trị tỷ số truyền số thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện kéo sau: i h1 ≥ψ max G a r bx
M e max i o η t (1-1) Trong đó: Ga- trọng lượng toàn bộ của xe (N)
Ga = 12000 (KG) = 12000*10= 120000 (N) ψ max :hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường. ψ max = f max + imax = 0,025+0,2 = 0,225 rbx:bán kính làm việc của bánh xe chủ động. rbx = ( B + d
(mm) Với: B=8,20 (ich) chiều rộng cơ sở của lốp d (ich) đường kính của bánh xe rbx = *( 2 ).25, 4
Trong đó: là Hệ số kể đến biến dạng của lốp.
Lốp có áp suất thấp ta chọn: = 0,93.
Memax: mô men quay cực đại của động cơ (xe tham khả).
Memax h (Kgm) = 666,86 (N.m) η t : hiệu suất của hệ thống truyền lực
Xe thiết kế là du lịch chọn t =(0,8 ÷ 0,9) chọn t = 0,9 i0: tỷ số truyền của truyền lực chính.
Giá trị tỷ số truyền lực chính io cùng với tỷ số truyền cao nhất của hộp số ihn được xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của xe Vmax (m/s) ứng với tốc độ góc lớn nhất của động cơ ω emax (rad/s) như sau: max max
(1-2) Trong đó: ihn:giá trị tỷ số truyền cao nhất của hộp số (thường chọn ihn=1), nếu có tỷ số truyền tăng thì ihn 0,65 0.85. ω emax :tốc độ góc lớn nhất của động cơ ,(rad/s);được xác định theo loại Đối với động cơ diezel (xe tải, xe khách và du lịch) e max N Đối với động cơ xăng: - Xe tải, khách: e max (0,8 1, 00) N
- Xe du lịch: e max (1,1 1, 25) N Ở đây động cơ diezel nên ta chọn e max N
Với: ω N tốc độ góc ứng với công suất cực đại của động cơ ,ta có: ω N = π n
Vmax: tốc độ tịnh tiến lớn nhất của xe.
1.20,83 =4.3 ¿ ¿ Thay số vào (1-1) ta được: i h 1 =ψ max G a r bx
Tỷ số truyền số thấp ih1 được kiểm tra bằng công thức sau: i h1 ≤ ϕ.G ϕ r bx
M e max i o η t (1-3) Trong đó: ϕ hệ số bám giửa lốp với mặt đường, ϕ =0,7÷0,8
G ϕ : trọng lượng bám của xe ,(N).
Với: Gcd: Trọng lượng phân bố lên các cầu chủ động , (N).
Cầu sau : Gcdp%.Ga2250.0,7575 (N). mcd: hệ số phân bố lại tải trọng lên các cầu chủ động. mcd =1,20÷1,35 ,chọn mcd =1,30
G ϕ =G cd m cd 575.1,309447,5 (N) Thay số vào (1-3) ta được: i h 1 ≤ ϕ G ϕ r bx
666,86.4,3 0,9 ",75Với ih1 =7,03 thoả mãn điều kiện.
Số cấp hộp số của ôtô
Số cấp hộp số ôtô được xác định theo công thức: n=logi h 1 −logi hn logq +1
(2-1) Trong đó: n - số cấp hộp số. ih1 - giá trị tỷ số truyền thấp nhất của hộp số ih1 =7,03 ihn – giá trị tỷ số truyền của số cao nhất. ihn =1 q – công bội của dãy tỷ số truyền ,khi tính toán có thể chọn công bội trung bình q theo khoảng kinh nghiệm Đối với hộp số thường ,xe tải trung bình ,sử dụng động cơ xăng:
Thay số vào (2-1) ta được: n=logi h 1 −logi hn logq +1=log7,03−log 1 log 1,5 +1=¿5,81Chọn số nguyên n=5.
Tỷ số truyền trung gian của hộp số ôtô
Ta có tỷ số truyền các tay số:
Tỷ số truyền số lùi: (i l )
Tỷ số truyền số lùi trong hộp số thường được chọn trong khoảng: i l = (1,1 1,3)ih1
Trong đó: ih1- tỷ số truyền tay số 1 Đối với xe này ta chọn tỷ số truyền số lùi như sau: i l = 1,1 7,03 = 7,733
Chú ý: Khi chọn tỷ số truyền số lùi ta phải kiểm tra lại điều kiện bám.
Số truyền cao nhất của hộp số nên làm số truyền thẳng hay số truyền tăng là tuỳ thuộc vào thời gian sử dụng Nên chọn số truyền làm việc nhiều nhất làm số truyền thẳng để
Xác định kích thước cơ bản của hộp số
Khoảng cách trục là một trong những thông số quan trọng quyết định kích thước cácte hộp số nói chung và kích thước bên trong hộp số nói riêng (như bánh răng, đồng tốc, ổ bi…).
Khoảng cách trục A, của hộp số ôtô được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau:
A=k a √ 3 M emax.i h1 (mm) (4-1) Trong đó: ka - hệ số kinh nghiệm có giá trị nằm trong khoảng sau: Đối với xe vận ,tải hộp số thường: ka=8,6÷9,6 Chọn ka =9,0
Memax – mô men quay cực đaị của động cơ.
Memax f6,86 (N.m) ih1 - tỷ số truyền thấp nhất của hộp số. ih1 =7,03 Thay số vào (4-1) ta được:
A=k a √ 3 M e max i h1 =9.√ 3 666,86.7,030,63 (mm) Chọn sơ bộ: A0 (mm)
2.5.2 Kích thước theo chiều trục các-te hộp số
Kích thước theo chiều trục các-te hộp số 1 (mm) nói chung có thể xác định bằng tổng chiều dài (theo chiều trục) của các chi tiết lắp trên trục trung gian hộp số (hoặc trên trục thứ cấp đối với hộp số 2 trục ).Bao gồm: Chiều rộng của các bánh răng b (mm), chiều rộng của các bộ đồng tốc (hoặc ống gài ) H (mm), chiều rộng của các ổ đỡ trục B (mm) Đối với ôtô máy kéo ,các thông số này thường được xác định theo kích thước khoảng cách trục A như sau:
Chiều rộng bánh răng: b ¿ (0,19 ÷ 0,23 )*A Đối với hộp số thường. Chọn b ¿ 0,20*A =0,20*100 = 20 (mm)
B ¿ (0,20 ÷ 0,25 )*A Đối với ôtô du lịch. Chọn B ¿ 0,22*A = 0,22*100 = 22 (mm).
Chiều rộng đồng tốc (hoặc ống gài ) có giá trị nằm trong khoảng:
H ¿ ( 0,4 ÷ 0,55 )*A Đối với ôtô du lịch Chọn H ¿ 0,45*A= 0,45*100 = 45 (mm)
TÍNH TOÁN LỰA CHỌN BÁNH RĂNG HỘP SỐ
Mô đun và góc nghiêng số răng của bánh răng hộp số
Chọn các thông số môđun và góc nghiêng bánh răng.
+ Chọn mô đuyn pháp tuyến của bánh răng:
Có 2 phương án lựa chọn:
Có thể chọn theo công thức kinh nghiệm sau: m = (0,03 – 0,040).A
Ta chọn: m = 0,035*100= 3,5 mm Ô tô tải để giảm tiếng ồn khi hộp số làm việc nên khi chọn mô đun cho xe tải không cần phải chú ý đén vấn đề giảm trọng lượng Khi có cùng một khoảng cách trục thì nên giảm mô đun và tăng chiều rộng răng Theo bảng để chọn môđun pháp tuyến của bánh răng hộp số ô tô tải và kết hợp với xe tham khảo chọn theo kinh nghiệm của moomen xoắn cực đại: m = 3,4÷ 5,0
+ Đối với ô tô du lịch với bộ truyền bánh răng nghiêng thì ta có góc nghiêng β trong khoảng β = 18 ÷ 26 0 sơ bộ chọn β = 26 0
Số răng của bánh răng hộp số
Theo kinh nghiệm ,số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp của xe du lịch là: Z1 ÷ 21 (với ih1=6 ÷ 8 )
Xe thiết kế có ih1 =7,03 nên chọn Za
Khi đã chọn được số răng chủ động Za của cặp bánh răng gài số ,thì ta dễ dàng tính được tỷ số truyền igi của cặp bánh răng gài đối với hộp số ba trục kiểu đồng trục như sau:
Z i =2.A.cosβ m.(1+i gi ) nên: i gi = i hi i a −1
(5-2 ) Trong đó: A - khoảng cách trục
A 0 (mm). igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số một. β – Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số một (rad) Chọn β & 0 m – Mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng gài số một.
Chọn m = 4,0 (mm) Suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng truyền động chung (luôn luôn ăn khớp) i a =2Acosβ a m a Z a −1=2,02 Trong đó: ia - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. ihi - tỷ số truyền của các tay số. igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số.
Từ đó, suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số ở các số truyền khác: i gi = i hi i a Với i =2 ÷ n.
Trong đó: ia - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số k (trư số truyền thẳng) ihi - tỷ số truyền số thứ i (trừ số truyền thẳng ).
Khi đã tính được ia và igi thì số răng của bánh răng chủ động tương ứng Za và Zi
( k=2 ÷ 5 ,trừ số truyền thẳng ) được xác định theop công thức:
Trong đó: igi - Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số i, ( i =a,2 ÷n ). Βi – Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ a,i (rad).
Mi – Mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ a , i.
Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó và được xác định theo công thức sau:
Các tay số ih1 ih2 ih3 ih4 ih5 il
Tỷ số truyền của cặp bánh (i gi ) 3,48 2,14 1,31 0,8 0,49 3,83
Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng theo công thức sau:
Chọn A 6 (mm) Tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục của chúng đều bằng 106 (mm) theo công thức sau:
Tỷ số truyền hộp số 3,48 2,55 1,87 1,37 1 1,78
+ Số lượng răng của bánh răng tay số lùi:
Từ sơ đồ thiết kế ta nhận xét tỷ số truyền của bánh răng số lùi được xác định như sau: i l =i a i l '
Z Z i Z Z Để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn: Z1 = ZL = 13.
+ Bề rộng bánh răng : Để giảm chiều dài của hộp số ta phải giảm chiều rộng làm việc của bánh răng Khi đó cần tăng khoảng cách trục để làm giảm lực tác dụng lên các bánh răng nhưng điều đó làm tăng khối lượng của hộp số Việc giảm chiều rộng răng cũng làm mất ưu điểm của bánh răng nghiêng là ăn khớp êm dịu do hệ số tròng khớp giảm xuống Có thể bù sự giảm hệ số trùng khớp bằng cách tăng góc nghiêng của bánh răng nhưng khi đó làm tăng lực dọc trục, tăng lực tác dụng lên ổ bi Nếu chọn bề rộng làm việc của răng quá lớn cũng không hợp lý vì khi đó chiều dài hộp số tăng lên và để đảm bảo khối lượng của hộp số không thay đổi thì ta phải giảm khoảng cách trục Điều này dẫn đến giảm độ cứng vững của các trục và giảm đường kính ngoài ổ bi, trong khi tải trọng tác dụng lên các trục và ổ bi tăng lên Vì những lý do trên ta nên chọn khoảng rộng bánh răng theo công thức sau là hợp lý trong điều kiện của các ổ bi và các vật liệu chế tạo cũng như trình trình độ công nghệ hiện nay. b = 0,22 A= 0,22 *100 = 22 (mm). Để tiện trong quá trình chế tạo ta chọn: b = 23 (mm)
+ Tính khoảng cách giữa trục giữa trục đảo chiều và trục chính: a w = m ( Z l + Z l1 )
2 0 , 885 ` ,76 Để tiện cho chế tạo ta chọn: a w a(mm)
+ Tính khoảng cách trục giữa trục đảo chiều và trung gian: a w = m ( Z l 2 + Z 1 ' )
2 0 , 885 = 109, 21 Để tiện cho chế tạo ta chọn: a w 0(mm)
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: i hi =i a i i = Z a ' Z i '
Z a Z i Áp dụng công thức trên ta có bảng số liệu sau:
+ Tính chính xác khoảng cách giữa các trục theo số răng của các cặp bánh răng đã được chọn. Đối với cặp bánh răng nghiêng chọn theo công thức:
Áp dụng công thức ta có bảng số liệu sau:
Chọn khoảng cách trục chính xác là: a ω = 110 (mm)
Sai lệch khoảng cách trục giữa các bánh răng được giải quyết bằng cách dịch chỉnh góc bánh răng
+ Dịch chỉnh góc bánh răng.
Sau khi tính toán lại khoảng cách trục có sự sai lệch để giải quyết sự sai lêch đó ta có hai giải pháp: Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng hoặc dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau.
- Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng:
Thông thường biện pháp này người ta ít dùng vì nó sẽ gây ra khó khăn cho công nghệ chế tạo máy và sửa chữa bánh răng trong hộp số.
- Dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau:
Biện pháp này được dùng nhiều vì chúng ta có thể dễ dàng dịch chuyển nhờ thay đổi khoảng cách giữa giao thanh răng và bánh răng cần chế tạo trong quá trình chế tạo.
Tính dịch chuyển góc bánh răng theo các bước sau:
+ Xác định chế độ dịch chuyển các trục ( hệ số thay đổi khoảng cách trục λ 0
Căn cứ vào công thức và giá trị λ 0 ta tìm được giá trị của ξ 0 và α :
Số răng tính toán đã làm tròn Zi
Số răng tính toán đã làm tròn Z i ,
Xác định hệ số dịch chuyển tổng cộng ξ t : ξ t =0,5 ξ 0 (Z tdi +Z tdi ' )
+ Tiến hành phân chia hệ số dịch chuyển tổng cộng cho hai bánh răng ăn khớp với nhau:
Dựa theo số bánh răng tương đương ta tính được: ξ t =ξ 1 +ξ 2
Do số răng của các bánh răng hộp số lớn hơn 13 bởi vậy ta thừa nhận công thức: ξ 1 = ξ 2 = ξ t
2 Tính các hệ số này theo tiết diện mặt đầu theo công thức: ξ 1s =ξ 1 cos β ξ 2 s = ξ 2 cos β ξ ts = ξ 2 s + ξ 1 s
Dựa vào công thức trên ta có bảng công thức:
Số răng tính toán đã làm tròn Zi
Số răng tính toán đã làm tròn Z i ,
5 0,1437 ξ ts 0,2588 0,2588 0,2588 0,2588 0,2588 0,2588 0,0044 0,2588 Đối với bánh răng của cặp bánh răng số 5, có bánh răng chủ động lớn hơn 30 nên ta không sử dụng dịch chỉnh mà thay đổi góc nghiêng của bánh răng.
Tính lại góc nghiêng của bánh răng: β=arcosm(Z 1 +Z 1 ' )
Tổng hợp kết quả tính toán ta có bảng số liệu cho các bánh răng
Bảng I: Các bánh răng: Z 1 và Z 1 '
Góc profin α 0 s 0 tan 0 14 24 0 ' s cos ac tag
Bước cơ sở to t 0 t.cos0 s 13,56
Khoảng cách trục khi ξ ts = 0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 =ξ 2 = ξ t
2=-0,1437 Độ dịch chỉnh ngược Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc −a ωa )=0 , 11 Đường kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 W ,72 d 2 =m s Z 2 , 24 Đường kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s V ,24 d 02 =d 2 cos α 0 s , 85 Đường kính vòng khỏi thủy d k d k 1 =d 1 ( λ 0 +1 )W , 06 d k 2 =d 2 ( λ 0 + 1) , 18 Đường kính vòng đỉnh D d D d 1 =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s 3 ,07 Đường kính vòng đáy D c +2 D c1 ξ =d 1 −2,5 m s
Chiều cao răng h h 1 =2 ,25 m s −Δhh 0 =9 , 88 h 2 =2 , 25 m s −Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1s m s tag α 0s ¿6,29 s 2 =π.m s
Bảng II: Cặp bánh răng: Z2 và Z2 ’
Góc profin α 0s α 0 s =ac tan tag α 0 cosβ 0 34 '
Bước cơ sở to t 0 =t cos α 0 s , 36
Khoảng cách trục khi ξ ts =0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠ 0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 = ξ 2 = ξ t
2=−0,1437 Độ dịch chỉnh ngược Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc − a ωa )=0 , 11 Đường kính vòng chia d d 1 m Z s 1 57, 72 d 2 m Z s 2 75, 48 Đường kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s , 86 d 02 =d 2 cos α 0s 1, 93 Đường kính vòng khởi thủy d k d k 1 = d 1 ( λ 0 +1) , 39 d k 2 = d 2 ( λ 0 +1 )6 , 06 Đường kính vòng đinh D d D d 1 =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s 3 ,25 Đường kính vòng đáy D c +2 D c1 ξ =d 1 −2,5 m s
Chiều cao răng h h 1=2,25.m s −Δhh 0 =9,88 h 2 =2, 25 m s −Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,29 s 2 =π.m s
Bảng III: Cặp bánh răng: Z3 và Z 3 '
Góc profin α 0s α 0 s =ac tan tag α 0 cosβ 0 24 '
Bước cơ sở to t 0 =t cos α 0 s , 58
Khoảng cách trục khi ξ ts =0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠ 0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 = ξ 2 = ξ t
2=−0,1437 Độ dịch chỉnh ngược Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc − a ωa )=0 , 11 Đường kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 , 36 d 2 =m s Z 2 f , 6 Đường kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s ,2 d 02 =d 2 cos α 0 s d , 89 Đường kính vòng khởi thủy d k d k 1 = d 1 ( λ 0 +1 ) , 39 d k 2 = d 2 ( λ 0 +1)e , 83 Đường kính vòng đinh D d D d 1 =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
Chiều cao răng h h 1 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 ,88 h 2 =2 , 25 m s − Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,29 s 2 =π.m s
Bảng IV: Cặp bánh răng: Z4 và Z ' 4
Công thức Ký hiệu Công thức
Góc profin α 0 s α 0 s = ac tan tag α 0 cosβ 0 24 '
Bước cơ sở to t 0 =t cos α 0 s , 58
Khoảng cách trục khi ξ ts =0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠ 0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 =ξ 2 = ξ t
2=−0,1437 Độ dịch chỉnh ngược Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc −a ωa )=0 , 11 Đường kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 2, 12 d 2 =m s Z 2 H , 84 Đường kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s ,5 d 02 =d 2 cos α 0 s G , 59 Đường kính vòng khởi thủy d k d k 1 =d 1 ( λ 0 +1)0 ,95 d k 2 = d 2 ( λ 0 +1 )H , 28 Đường kính vòng đinh D d −2 D d 1 Δhh =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s R, 85 Đường kính vòng đáy D c D c 1 =d 1 −2,5 m s
Chiều cao răng h h 1 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 , 88 h 2 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s 1 2 2 1 0
Bảng V: Cặp bánh răng: Z5 và Z 5 '
Góc prôfin α 0 s α 0 s = ac tan tag α 0 cosβ 0 24 '
Bớc cơ sở to t 0 =t cos α 0 s , 58
Khoảng cách trục khi ξ ts =0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 = ξ 2 = ξ t
2 =−0 ,1437 Độ dịch chỉnh ng- ợc Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc − a ωa )=0 , 11 Đờng kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 1 d 2 =m s Z 2 9 , 96 Đờng kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s 8 ,16 d 02 =d 2 cos α 0 s 8 , 94 Đờng kính vòng khởi thuỷ d k d k 1 = d 1 ( λ 0 +1)09 , 72 d k 2 = d 2 ( λ 0 +1)9 ,5 Đờng kính vòng đỉnh D d −2 D d 1 Δhh =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s C , 56 Đờng kính vòng đáy D c D c 1 =d 1 −2,5 m s
ChiÒu cao r¨ng h h 1 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 , 88 h 2 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,29 s 2 =π.m s
Bảng VI: Cặp bánh răng: Z và Z a '
Góc prôfin α 0 s α 0 s = ac tan tag α 0 cosβ 0 24 '
Bớc cơ sở to t 0 =t cos α 0 s , 58
Khoảng cách trục khi ξ ts =0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 = ξ 2 = ξ t
2 =−0 , 1437 Độ dịch chỉnh ngợc Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc − a ωa )=0 , 11 Đờng kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 u , 48 d 2 =m s Z 2 4 , 28 Đờng kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s s ,55 d 02 =d 2 cos α 0 s 0 ,07 Đờng kính vòng khởi thuỷ d k d k 1 =d 1 ( λ 0 +1)t , 61 d k 2 = d 2 ( λ 0 +1)2 ,39 Đờng kính vòng đỉnh D d D d 1 =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s 2, 45 Đờng kính vòng đáy D c D c 1 =d 1 −2,5 m s
ChiÒu cao r¨ng h h 1 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 , 88 h 2 =2 ,25 m s − Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,29 s 2 =π.m s
Bảng VII: Cặp bánh răng: Z l và Z l '
Góc prôfin α 0 s α 0 s = ac tan tag α 0 cosβ 0 24 '
Khoảng cách trục khi ξ ts = 0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 =ξ 2 = ξ t
2=−0,00245 Độ dịch chỉnh ngợc Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc − a ωa )=0,2 Đờng kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 W , 72 d 2 =m s Z 2 f , 6 Đờng kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s V ,24 d 02 =d 2 cos α 0 s d , 89 Đờng kính vòng khởi thuỷ d k d k 1 = d 1 ( λ 0 +1 )W ,52 d k 2 = d 2 ( λ 0 +1)f , 37 Đờng kính vòng đỉnh D d D d 1 =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s s , 68 Đờng kính vòng đáy D c D c 1 =d 1 −2,5 m s
ChiÒu cao r¨ng h h 1 =2 ,25 m s −Δhh 0 =9 , 79 h 2 =2 ,25 m s −Δhh 0 =9 , 79
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,97 s 1 =π.m s
2 +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,97 Chiều rộng vành r¨ng b ω 23
Bảng VIII: Cặp bánh răng: Z l2 và Z 1 '
Góc prôfin α 0 s α 0 s = ac tan tag α 0 cosβ 0 24 '
Bớc cơ sở to t 0 =t cos α 0 s , 58
Khoảng cách trục khi ξ ts =0 a ωa 109,21
Khoảng cách trục khi ξ ts ≠0 a ωc 110
Hệ số dịch chỉnh mỗi BR ξ 1 ;ξ 2 ξ 1 = ξ 2 = ξ t
2 =−0 , 1437 Độ dịch chỉnh ngợc Δhh 0 Δhh 0 =ξ ts m s −( a ωc −a ωa )=0 , 11 Đờng kính vòng chia d d 1 =m s Z 1 4 , 28 d 2 =m s Z 2 W , 72 Đờng kính vòng cơ sở d 0 d 01 =d 1 cos α 0 s 0 ,07 d 02 =d 2 cos α 0 s V , 24 Đờng kính vòng khởi thuỷ d k d k 1 = d 1 ( λ 0 +1 )2, 64 d k 2 =d 2 ( λ 0 +1 )W ,14 Đờng kính vòng đỉnh D d D d 1 =d 1 +2 m s +2 ξ 1 s m s
−2 Δhh 0 m s d , 35 Đờng kính vòng đáy D c D c1 =d 1 −2,5 m s
ChiÒu cao r¨ng h h 1 =2 ,25 m s −Δhh 0 =9 , 88 h 2 =2 ,25 m s −Δhh 0 =9 , 88
Chiều dày răng trên vòng chia s s 1 = π 2 m s +2ξ 1 s m s tag α 0 s ¿6,29 s 2 =π.m s
Tính toán sức bền của hộp số
3.5.1 Chế độ tải trọng để chế tạo hộp số. a.Moomen truyền đến các hộp số.
TT Tên gọi Trị số
Từ động cơ truyền đến Theo điều kiện bám từ xe
1 Trục sơ cấp M s = M e = 402 M ϕ ' max =ϕ max G ϕ r bx i cc i 0 i f i h 1 u7,4
2 Trục trung gian M tg = M e i a q5 M ϕ ' max =ϕ max G ϕ r bx i cc i 0 i f i g 1 32
4 Số 1 M tc 1 = M e i h 1 99 M ϕ ' max =ϕ max G ϕ r bx i cc i 0 i f G03
G ϕ : Trọng lượng bám của ô tô G ϕ 2250(N) ϕ max : Hệ số bám lớn nhất ϕ max = 0,8 r bx : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động r bx =
: Tỷ số truyền của truyền lực cuối cùng i cc =1 i f
: Tỷ số truyền của hộp số phụ i f =1 i 0
: Tỷ số truyền của truyền lực chính i 0
Như vậy momen truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính nhỏ hơn momen tính theo điều kiện bám từ bánh xe đến, do đó ta dùng momen từ động cơ để tính toán. b Lực tác dụng lên bánh răng.
TT Lực Bánh răng nghiêng
Trong đó: α : Góc ăn khớp α ! 0 56 ’ β i : Góc nghiêng của răng β i & 0
Z : Số răng. m s : Mô đun mặt đầu m s =4,44(mm)=0,00444(m) Theo công thức ta lập bảng:
1 Cặp BR luôn ăn khớp 8578 4632 4186
3.5.2: Tính bền bánh răng. a Tính bền uốn. σ u =K P b m n y
Trong đó: P : Lực tiếp tuyến của bánh răng. b : Bề rộng răng. m n : Mô đun pháp tuyến m n =4 y : Hệ số dạng chân răng, phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được tra theo đồ thị K: Hệ số bổ sung,tính đến sự tập trung ứng suất, độ trùng khớp, ma sát bề mặt tiếp xúc,biến dạng với các ổ đỡ và trục…
Với bánh răng trụ răng nghiêng: K=0,24
Z tdi ' 50,75 42,52 31,55 23,32 17,83 45,27 y' 0,14 0,135 0,129 0,104 0,093 0,135 Để đảm bảo điều kiện bền, ứng suất tính được phải thỏa mãn điều kiện sau: σ u ≤σ g
1,3 σ g : ứng suất gây nên gãy ( theo sức bền vật liệu) Ứng suất uốn răng của các bánh răng hộp số thường nằm trong phạm vi sau: Các tay số 1 và 2: 350 – 840 MPa = 350 – 840 MN/m 2
Các tay số 3, 4, 5: 150 – 400 MPa = 150 – 400 MN/m 2
Trong các số liệu trên mức trên lấy với xe tải b Tính sức bền tiếp xúc Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toán ứng suất tiếp xycs theo công thức,tương ứng với chế độ tải trọng: Đối với ô tô lấy bằng 1/2Mt σ tx =0 , 418 cos β √ b ' sin P α E cos α ( r 1 1 + r 1 2 )
Trong đó: β : Góc nghiêng của bánh răng.
P : Lực vòng (MN) £ : Mô đun đàn hồi của vật liệu. Đối với thép: £=2÷2,2 KG/cm 2 Ta chọn E = 2.10 5 N/m 2 b ' : Chiều dài tiếp xúc của bánh răng. r 2 và r 1 :Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)
3.5.3 Tính bền bánh răng a Tính bền sức uốn. σ u = k d k ms k c k tp k gc P b π m n y k β
P: lực tiếp tuyến của bánh răng. b: Bề rộng răng. m n : Mô đun pháp tuyến. y: hệ số dạng chân răng, phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được tra theo đồ thị. k β : Hệ số trùng khớp, phụ thuộc chủ yếu vào hệ số trùng khớp, được tra trong đồ thị: k β =1,2 k d : Hệ số tải động. Đối với xe du lịch: k d =2 ¿ 2,5 Ta chọn: k d =2 k ms : hệ số ảnh hưởng ma sát. Đối với bánh răng chủ động: k ms =1.1 Đối với bánh răng bị động: k ms =0,9 kc: Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp đặt. Đối với bánh răng công xôn: kc=1,2 Đối với bánh răng di trượt trên trục thứ cấp: kc=1,1 Đối với bánh răng luôn ăn khớp: kc=1
Do các cặp bánh răng luôn ăn khớp cho nên ta chọn: kc=1 ktp: Hệ số tải trọng động phụ do sai số công nghệ ktp=1,2 ¿ 1,3 ta 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
Ztd’i 63.35 55.09 44.07 33.05 63.35 y 0,17 0,17 0,16 0,13 0,17 Để đảm bảo điều kiện bền, ứng suất tính được phải thỏa mãn điều kiện sau: σ u ≤ σ g
1,3 σ g : Ứng suất gây gãy (theo sức bền vật liệu ) Ứng suất uốn răng thường của các bánh răng hộp số thường nằm trong phạm vi sau: Ở các tay số 1 và 2: 350-840 Mpa = 350-840 MN/m 2 Ở các tay số 3, 4 và 5: 150-400Mpa 0-400MN/m 2 Ở các tay số lùi: 300-1200Mpa b Tính sức bền tiếp xúc, Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vặt liệu, tính toán ứng suất tiếp xúc theo công thức Tương ứng với chế đo tải trọng: đối với ô tô lấy bằng 1/2Mt σ tx =0 , 418 cos β
Trong đó: β : Góc nghiêng của bánh răng.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu. Đối với thép E= 2-2,2KG/cm 2 Ta lấy E= 2.10 5 MN/m 2 b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m) b’0mm r1 và r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bị động (m)
Z’i 34 40 32 24 38 r1 37.8 53,4 72.2 86.8 37.8 r2 102,3 89 71,2 53 102,3 α : góc ăn khớp , Đói với ô tô [ σ tx ] = 1000 ¿ 2500MN/m 2
Dựa vào công thức trên ta có bảng số liệu về sức bền uốn và sức bền tiếp xúc của các bánh răng Khi đó ta có bảng kết quả sau:
Kết quả này phù hợp với với điềukiện ứng suất cho phép đối với bánh răng số 2,3,4 và cặp bánh răng luôn ăn khớp. Đối với bánh răng số 1 ta chọn vật liệu 40XC theo tiêu chuẩn Nga thỏa mãn độ bền về tiếp xúc và độ bền uốn.
Vậy các bánh răng đủ bền
TÍNH TOÁN TRỤC HỘP SỐ
Tính sơ bộ trục kích thước hộp số
3 √ M emac , Để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn d1@mm Để đảm bảo cứng vững và không gian lắp trục thứ cấp ta chọn d1`mm
Trục trung gian: d2=0,45 a ω cmm Để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn: d2emm. Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thỏa mãn điều kiện sau: d2/l2=0,16 ¿ 0,18 Ta được: l2= 361 ¿ 406mm
Ta chọn: l260 theo xe tham khảo l2 là độ dài trục trung gian
Trục thứ cấp: d3= 0,45 x a ω = 63 Để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn d3= 65 mm. Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thỏa mãn điều kiện:
Ta chọn xe tham khảo: l3= 310mm
Tính bền trục
Sơ đồ bố trí bánh răng.
Biểu đồ lực tác dụng lên bánh răng:
Bảng độ lớn lực tác dụng:
TT Tên gọi Lực vòng P(N) Lực hướng kính
1 Cặp Br luôn ăn khớp
- Tính trục theo độ bền uốn.
Tại tiết diện nguy hiểm tính theo công thức: σ u = M u ¦ W u
Mu: là momen chống uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục.
Mn: là momen uons trong mặt phẳng ngang (yoz)
Md: là momen uốn trong mặt phẳng đứng (xoz)
-Tính trục theo bền xoắn. τ z = M z ¦ W z
Wz: momen chống xoắn, đối với trục đặc.
- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp σ th = √ σ u 2 +4 τ z 2 ≤ [ σ th ] Đối với thép C45: [ σ th ] ≈ 0,8 σ ch =0,8 360 (8 MN /m 2
Biểu đồ lực của cặp bánh răng luôn ăn khớp.
Đối với trục thứ cấp
Giả sử các phản lực tại các ổ lăn có chiều như hình vẽ Ta có phương trình cân bằng lực và momen sau: a y1 x1
Dựa vào sơ đồ hộp số và công thức tính ta tính được các lực tác dụng lên trục là:
Momen uốn tại tiết diện bánh răng của các số là:
Dựa vào đó ta có bảng kết quả sau:
Vị trí a(mm) X1(N) Y1(N) Mux(Nm) Muy(Nm) Mz(Nm)
Kiểm nghiệm vị trí gài số 1:
Kiểm nghiệm vị trí gài số 2:
Kiểm nghiệm vị trí gài số 3:
Kiểm nghiệm vị trí gài số 4:
Dựa vào công thức tính độ bền uốn và xoắn ta có các vị trí gài số khác nhau như sau:
Vị trí Mu(N) σ u (MN/m 2 ) τ z (MN/m 2 ) σ th (MN/m 2 )
So sánh với điều kiện bền: Đối với thép C45: [ σ th ] ≈0,8 σ ch =0,8 360(8 MN / m 2
Thì các vị trí gài số 2,3,4 đủ bền , còn vị trí tay số 1 ta tăng đường kính trục lên dpmm ta được kết quả sau
Vị trí Mu(N) σ u (MN/m 2 ) τ z (MN/m 2 ) σ th (MN/m 2 )
Thỏa mãn bền ở các tay số.
Tính cứng vững trục
Độ cứng vững của mỗi điểm trên trục được đặc trưng bằng độ võng và góc xoay tại điểm ấy của trục trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau.
Ta có sơ đồ tính toán sau ( Bảng IV-4- [ 5 ] ) a Y1 b l3
Góc xoay tại điểm C σ=( dy dy ) c = R 3 a l 3 b (b− E J a) σ=( dy dy ) c = M E J 0 ( −a + a l 3 2
- R: là lực hướng tâm tác dụng lên điểm C (N)
- M0:monmen chống uốn tại điểm C (N.m)
- a, b, l: là các khoảng cách đặt lực và chiều dài trục (m)
- E: là momen đàn hồi của vật liệu E= 2.10 5 MN/m 2
- J: là momen quán tính của tiết diện, đối với trục đặc ta xác định như sau: j= π D 4
Do trên trục có nhiều lực và momen 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.
Đối với trục trung gian
Giả sử các phản lực tại các ổ lăn có chiều như hình vẽ Ta có phương trình cân bằng lực và momen như sau:
Dựa vào sơ đồ hộp số và công thức tính ta tính được các lực tác dụng lên trục là;
Vị trí b(mm) c(mm) L2(mm) X3( N) Y3(N) X4(N) Y4(N)
Momen uốn tại tiết diện bánh răng của các số là:
-Tại bánh răng luôn ăn khớp:
Mux=b.y4, bước nhảy M ’ ux=b.y4+ Qa.ra
-Tại vị trí bánh răng gài số:
Bước nhảy: M ’ ux=b.y4+Qa.ra-Ra(c-b)-Q1.r1
Dựa vào đó ta có bảng kết quả sau:
Vị trí X4(N) Y4(N) Mux1 M’ux1 Muy1 Mux2 M’ux2 Muy2 Mz
- Kiểm nghiệm vị trí cài số 1
Kiểm nghiệm vị trí cài số 2
Biểu diễn mô men uốn:
* Kiểm nghiệm vị trí cài số 3
Kiểm nghiệm vị trí cài số 4
Dựa vào công thức tính độ bền uốn và xoắn ta có kết quả ở các vị trí cài số khác nhau như sau:
So sánh với điều kiện: Đối với thép C45: [ σ th ] ¿ 0,8 σ ch =0,8.360 (8MN/m 2
Thì các vị trí gài số 1, 2, 3, 4, đủ bền.
Trục sơ cấp
Giả sử các phản lực tại các ổ lăn có chiều như hình vẽ, ta có phương trình cân bằng lực và momen như sau:
Momen uốn tại tiết diện ổ lăn là:
Dựa váo đó ta có bảng kết quả sau:
Vị trí b(mm) X5(N) Y5(N) Mux(Nm) Muy(Nm) Mz(NM)
Kiểm nghiệm vị trí gài số 1
Kiểm nghiệm vị trí gài số 2
Kiểm nghiệm vị trí gài số 3
Kiểm nghiệm vị trí gài số 4
Dựa vào công thức tính độ bền uốn và xoắn ta có bảng kết quả ở vị trí cài số khác nhau như sau:
Vị trí Mu(N) σ u (MN/m 2 ) τ z (MN/m 2 ) σ th (MN/m 2 )
So sánh với điều kiện: Đối với thép C45: [ σ ch ] ≈¿ ¿ 0,8 σ ch =0,8 360 = 288MN/m 2
Thì các vị trí cài số 1,2,3,4 đủ bền.
TÍNH TOÁN Ổ LĂN
Ổ lăn hộp số được chọn theo khả năng làm việc với chế độ tải trọng trung bình, Phải đảm bảo yêu cầu làm việc bền lâu khi kích thước ổ nhỏ Trong một số trường hợp kích thước của ổ được chọn tăng lên để đảm bảo điều kiện lắp ghép giữa các chi tiết trong hộp số, nâng cao độ cững vững.
Do tốc độ vòng quay của ổ bi n 1 (vòng/phút) Nên ta tính được khả năng làm việc của ổ
Hệ số khả năng làm việc của ổ được xác định:
- K1: hệ số tính đến vòng nào quay , K1=1 khi vòng trong của ổ quay
- Kđ: hệ số tải trọng động , Kđ=1
- Kt: hệ số tính đến ảnh hưởng của chế độ nhiệt đến độ bền lâu của ổ bi , hộp số thường làm việc ở nhiệt độ dưới 398 0 k, ta lấy Kt=1.
- L: tuổi thọ tính theo triệu vòng L 60 n t h t
-nt: số vòng quay tính toán ổ bi (vg/p), số vòng quay tính toán xác định theo tốc độ trung bình của ô tô ở số truyền thẳng (ih=1). nt V tb i h i p i 0 i cc
0,377 r b 07( vg/ p ) ht: thời gian làm việc của ổ lăn (h) ht S
S: quãng đường chạy của ô tô giữa 2 lần đại tu (km) m: bậc của đường cong mỗi khi thử ổ lăn ,m=3 đối với ổ bi, m/3 đối với ổ bi đũa
- Rtđ: lực tương đương tác dụng lên ổ , đơn vị (N)
Rtđ 3,33 √ α 1 β 1 R q1 3,33 + α 2 β 2 R 2 3 ,33 + + α n β n R qn 3,33 Ở đây: α 1 , α 2 , α 3 α 5 : hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở các số truyền đã cho trong hộp, tương ứng với các giá trị ( 0,1,1, 3, 10,80(%) β 1 , β 2 , β 4 : hệ số vòng quay, tính bằng tỷ số vòng quay của ổ lăn ở các số
Với trục sơ cấp: β n =1 , với mọi số truyền.
Với trục thứ cấp, các hệ số lần lượt: 7,3 ; 4,5 ; 2,7 ; 1,66; 1
Rq1, Rq2, …Rq4: tải trọng quy dẫn hướng kính tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền 1,2,3,4, Đối với 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
Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục thứ cấp.
Q: tải trọng chiều tác dụng lên ổ lăn. m: hệ số quy dẫn lực chiều trục về lực hứng kính , m=2,5 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.tg β Ở đây: β là góc tiếp xúc của ổ thanh lăn, chọn β 0
Vì thành phần S0,S1, của tải trọng hướng kính trên 2 ổ không bằng nhau nên tải trọng quy dẫn được tính: Rqn=A+m(Q- S0 + S1)
Trong đó: S0,S1: lực chiều trục sinh do tác dụng của lực hướng kính.
Vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rq4(N) Rtđ(N) C(N)
Dựa vào giá trị của C và đường kính của trục thứ cấp ta chọn được ổ:
Vị trí Ký hiệu d D B c β C Qtmax
+ Đối với trục trung gian
Dựa vào công thức tính toán trục sơ cấp ta có kết quả đối với trục trung gian Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục trung gian:
Dựa vào công thức tính trục sơ cấp ta có bảng kết quả đối với trục trung gian như sau
Vị trí Ký hiệu d D B c β C Qtmax
+ Đối với trục sơ cấp
5 7610 50 110 42,5 40 11 0 10’ 210000 11500 2200 Đối với trục sơ cấp C quá lớn không chọn được ổ lăn nên ta tăng đường kính trục lên d`mm, với C = 186150 ta chọn được ổ đỡ chặn cỡ trung có các thông số sau:
Vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rq4(N) Rtđ(N) C(N)
