TỔNG QUAN HỘP SỐ
Công dụng, yêu cầu, phân loại
- Thay đổi tỷ số truyền của hệ thống truyền lực để tạo được lực kéo tại các bánh xe chủ động phù hợp với điều kiện chuyển động,
- Thay đổi chiều chuyển động (tiến hoặc lùi),
- Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ thống truyền lực.
Trong hộp số cơ khí, việc biến đổi mô men và vận tốc góc được thực hiện nhờ các bộ truyền bánh răng Cùng giá trị mô men xoắn và vận tốc góc động cơ, mô men và vận tốc góc của bánh xe chủ động có thể thay đổi được bằng cách thay đổi tỷ số truyền của hộp số Cụ thể hơn, nếu sử dụng tay sô thấp (tỷ số truyền lớn) của hộp số thì sẽ có được mô men kéo tại bánh xe chủ động lớn, nhưng vận tốc bánh xe sẽ nhỏ và ngược lại.
Trên một số ô tô, chức năng thay đổi mô men truyền có thể 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 ô tô đáp ứng các yêu cầu cơ bản sau:
- Có dải tỷ số truyền thích hợp lý, phân bố các khoảng thay đổi tỷ số truyền tối ưu, phù hợp với tính năng động lực học yêu cầu và tính kinh tế vận tải.
- 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 khi làm việc,
- Có cơ cấu định vị chống nhảy số và cơ cấu chống gài đồng thời hai số.
- Có vị trí trung gian để có thể ngắt động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong thời gian dài.
- Có cơ cấu báo hiệu khi gài số lùi.
- Kết cấu nhỏ, gọn, dễ điều khiển, bảo dưỡng và sửa chữa.
- Có khả năng bố trí cụm trích công suất để dẫn động các thiết bị phụ khác.
Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau: a Theo đặc điểm thay đổi tỷ số truyền: hộp số vô cấp và hộp số có cấp:
- Hộp số vô cấp được dùng để tạo thành HTTL vô cấp, trong đó hộp số có tỷ số truyền biến đổi liên tục, trong khoảng tỷ số truyền (R) định sẵn, từ thấp đến cao và ngược lại Trên ô tô bộ truyền vô cấp thường gặp: biến mô men thủy lực, bộ truyền đai đặt biệt, Nếu mô men động cơ làm việc ở giá trị nhất định, sự biến đổi mô men sau hộp số vô cấp là đường liên tục, do vậy các bộ truyền này còn được gọi là bộ truyền liên tục trong khoảng tỷ số truyền R cho trước Ví dụ: trên biến mô men thủy lực, khoảng R có thể đạt tới 2,7, trên bộ truyền đai đặc biệt có thể R = 4,5.
- Hộp số có cấp, tạo thành HTTL có cấp, được dùng phổ biến trên ô tô Tỷ số truyền trong hộp số thay đổi với các giá trị cố định khác nhau, do vậy còn được gọi là bộ truyền gián đoạn Mức độ gián đoạn phụ thuộc vào số lượng tỷ số truyền bên trong hộp số. Ở đây bộ truyền vô cấp có dạng bao các điểm ngoài của hộp số có cấp, do vậy cho phép thay đổi mô men và tốc độ đều đặn hơn, tận dụng tốt công suất của động cơ.Trong HTTL có thể tập hợp bởi các bộ truyển vô cấp với hộp số có cấp. b Theo cấu trúc truyền lực giữa các bánh răng:
- Hộp số thường: các bánh răng ăn khớp ngoài với các trục cố định
- Hộp số hành tinh: kết hợp ăn khớp trong và ăn khớp ngoài có trục di động. c Theo phương pháp điều khiển chuyển số của hộp số Điều khiển bằng tay, điều khiển tự động, và điều khiển bán tự động Trong thời gian gần đây đã xuất hiện các hộp số cho phép làm việc theo phương pháp điều khiển bằng tay và điều khiển tự động tùy chọn bằng các nút chọn trên bảng điều khiển (hộp số có hai li hợp trên một số ô tô con). d Theo số trục của hộp số (không kể trục số lùi)
Trên ô tô con thường sử dụng hộp số chính ba trục hoặc hai trục nếu nối trực tiếp trục chủ động và trục bị động có thể tạo ra số truyền thẳng Cấu trúc này thường gặp trên ô tô có cầu sau chủ động.
- Hộp số hai trục: tất cả các số truyền truyền qua một cặp bánh răng ăn khớp Trong một số trường hợp số truyền cao nhất có thể truyền qua nhiều cặp bánh răng Cấu trúc này thường gặp trên ô tô có động cơ đặt trước, cầu trước chủ động. e Theo số tỷ số truyền chung của hộp số chính
Theo số lượng số tiến là 3,4,5…
Hộp số cơ khí thông thường
Cấu tạo hộp số cơ khí thông thường có cấp bao gồm các bộ phận cơ bản:
- Bộ phận nhận chức năng truyền và biến đổi mô men bào gồm: các cặp bánh răng ăn khớp, các trục và ổ đỡ trục vỏ hộp số.
- Bộ phận điều khiển chuyển số theo sự điều khiển của người lái và khả năng giữ nguyên trạng thái trong quá trình xe hoạt động, bao gồm: cần số, các đòn kéo, thanh trượt, nạng gài, khớp gài, cơ cấu định vị, khóa hãm, cớ cấu bảo hiểm số lùi.
1.2.1 Cấu trúc truyền mô men a Hộp số 3 trục
G1, G2, G3: các khớp số gài 0.,1.,2.,3.,4.,.L.: Các vị trí gài
Hình 1.1 Sơ đồ kết cấu và bố trí trục hộp số 3 trục Ưu điểm:
- Ở số truyền thẳng, dòng lực truyền trực tiếp từ trục sơ cấp qua khớp gài tới trục thứ cấp Các bánh răng làm việc không tải, hiệu suất truyền lực của hộp số là cực đại, thời gian làm việc chiếm 50% - 70% tổng thời gian chuyển động, do vậy 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 có răng nghiêng giúp tăng khả năng chịu tải và giảm độ ồn, tuy nhiên trong thiết kế cần chịn chiều nghiêng hợp lý để hạn chế tối đa lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ trục.
- Với cấu trúc tỷ số truyền qua 2 cặp bánh răng ăn khớp nên chiều quay của trục chủ động và bị động không thay đổi, cho phép thực hiện một số giả trị tỷ số truyền lớn.
- Ổ bi phía trước của trục thứ cấp được đặt vào lỗ đằng sau của trục sơ cấp Do điều kiện kết cấu của hộp số (kích thước trục sơ cấp), ổ bi này không thể làm to được, cho nên khi làm việc có lực tác dụng thì ổ bi này sẽ ở tình trạng căng thẳng.
Hiệu suất truyền lực sẽ thấp do truyền qua nhiều cặp bánh răng ăn khớp. b Hộp số 2 trục
G1, G2, G3: các khớp số gài 0.,1.,2.,3.,4.,.L.: Các vị trí gài C1,C2: bánh răng chủ động và bị động truyền lực chính
Hình 1.2 Sơ đồ kết cấu và mặt cắt hộp số 2 trục Ưu điểm:
- Các số truyền đều truyền qua 1 cặp bánh răng ăn khớp, cho phép nâng cao hiểu suất truyền lực, giảm nhỏ kích thước hộp số và phù hợp với ô tô con có động cơ và cầu trước chủ động.
- Với việc bố trí hộp số và cầu chủ động trong một không gian bao kín, cho phép sử dụng chung 1 loại dầu, nhưng có khối lượng dầu đủ lớn và tạo khoang chứa dầu hợp lý, thuận lợi bôi trơn vung té.
- Ngày nay, hộp số hai trục được dùng rất phổ biến trên ôtô du lịch (giá trị tỷ số truyền không cần lớn) Do đảm bảo tính gọn nhẹ của hệ thống truyền lực, không sử dụng các đăng trong điều kiện không gian gầm xe chặt hẹp.
- Do chỉ truyền qua 1 cặp bánh răng ăn khớp nên giá trị tỷ số truyền không cao Để đảm bảo tỷ số truyền phù hợp điều kiện chuyển động thì kích thước hộp số sẽ lớn.
1.2.2 Bộ phận điều khiển chuyển số
Bộ phận điều khiển chuyển số trong hộp số có cấp yêu cầu:
- Điều khiển chuyển số nhanh chóng,
- Thiết lập một vị trí gài cà giữ ổn định các vị trí gài,
- Đảm bảo: gài hết chiều dài cần thiết trong khớp gài, có vị trí trung gian để động cơ làm việc không tải lâu dài (ngắt dòng truyền mô men),
- Hạn chế (hoặc oại trừ) khả năng va đập, gây ồn trong chi tiết truyền mô men của hộp số,
- Có khả năng toa cảm giác khi thực hiện gài số lùi. Đáp ứng nhu cầu trên, kết cấu bộ phận chuyển số rất đa dạng, nhưng cso các phần cơ bản sau: điều khiển chuyển số, định vị, khóa hãm, bảo hiểm gài số. a Cơ cấu điều khiển chuyển số trực tiếp trên nắp của hộp số
Phần lớn các chi tiết của cơ cấu chuyển số nằm trên nắp hộp số, cần số được bố trí dưới sàn xe ngay cạnh vị trí ngồi người lái Các chi tiết bao gồm: cần số, trục trượt nạng gài, vành gài và cách bánh răng được gài số.
A- Hành trình chọn trục B- Hành trình gài số
Hình 1.3 Các chi tiết, mặt trích ngang cơ cấu điều khiển chuyển số trên nắp hộp số
Mỗi trục trượt đảm nhận 2 số gài Các trục được bố trí sao cho khi tất cả các vị trí nạng gạt ở vị trí trung gian, các rãnh trên trục trượt thẳng hàng với nhau, đảm bảo đầu trong cần số 2 có thể di chuyển giữa các rãnh (A- hành trình chọn trục trượt).
Các trục trượt 3, được di chuyển theo hướng dịch chuyển B (hành trình gài số) Trên mỗi trục trượt có 3 rãnh định vị, tương ứng với 3 vị trí không gài số (vị trí trung gian),các vị trí biên tương ứng với vị trí gài số Ở nắp trượt có bố trí bi, lò xo 7 và kết hợp với rãnh định vị của trục trượt hình thành cơ cấu định vị cho trục trượt.
2 Rãnh đặt đầu cần số
5 Rãnh định vị trục trượt
Hình 1.4 Bố trí các trục trượt trong hộp số b Cơ cấu chuyển số từ xa
Trong điều kiên truyền lực, khoảng cách tờ vị trí người lái tới nơi đặt hộp số xa cần thiết bố trí điều khiển từ xa như cơ cấu điều khiển dùng trục nối dài.
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỘP SỐ
Lựa chọn phương án thiết kế
Dựa vào phân loại hộp số cơ khí thông thường theo số trục ta có hai phương án lựa chọn:
- Hộp số 2 trục Đề tài môn học em lựa chọn “Thiết kế hộp số cơ khí xe con 5 chỗ”, thông số tham khảo xe con Vios 2016 lắp ráp tại Việt Nam Xe con Vios 2016 có động cơ đặt trước, cầu trước chủ động Dựa trên việc phân tích ưu nhược điểm của hộp số 2 trục và 3 trục, em lựa chọn hộp số 2 trục.
Hộp số 2 trục có thể bố trí với 4, 5 hay nhiều cấp số truyền Số lượng cấp số truyền càng lớn, càng sử dụng tốt hơn công suất động cơ, tính kinh tế nhiên liệu cao hơn Tuy nhiên hộp số điều khiển bằng tay, kết cấu hộp số, bộ phận điều khiển chuyển số phức tạp Vậy nên lựa chọn hộp số 5 cấp số truyền cho ô tô con.
Xét trên yêu cầu thiết kế của bài toán và theo xe tham khảo ta trọn hộp số 2 trục 5 số tiến:
Bảng 2.1 Các trạng thái làm việc của hộp số
Số Vị trí gài Dòng truyền
Hình 2.1 Sơ đồ hộp số 2 trục 5 cấp
Thiết kế tính toán hộp số
Dựa vào một số thông số theo xe tham khảo Vios 1.5E (MT) lắp ráp tại Việt Nam, em xin đưa ra bảng thông số tính toán của mình:
Bảng 2.2 Bảng thông số tính toán
Thông số tham khảo Đơn vị Kích thước
Kích thước D × R × C mm × mm × mm 4410 × 1700 × 1475
Chiều dài cơ sở, L mm 2500
Trọng lượng không tải kg 1068
Trọng lượng toàn tải, G kg 1500
Mã động cơ 1NZ-FE
Loại động cơ 4 xy lanh thẳng hàng,16 van DOHC, Dual VVT-i Công suất tối đa, Nemax/nN kW (Mã lực) /
Mô men xoắn tối đa Memax/nM Nm / (vòng/phút) 140/4200
Vận tốc tối đa, vmax km/h 180
Hệ thống truyền động FWD, Dẫn động cầu trước
2.1.1 Tính toán tỷ số truyền a Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính ( i 0 )
Tỷ số truyền của truyền lực chính i 0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ô tô đạt vận tốc lớn nhất, được xác định theo công thức:
Trong đó: i 0 0, 377. r b n v i fc i hn v max
(2.1) n v : Số vòng quay của trục khuỷu động cơ, ứng với vận tốc lớn nhất của ô tô tính theo r b : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe, được xác định theo kích thước lốp, tính theo (m), i fc : Tỷ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối ở số truyền cao, i fc =1 i hn : Tỷ số truyền của hộp số chính ở số truyền cao nhất, i5 v max : Vận tốc lớn nhất của ô tô tính theo km/h, Theo xe tham khảo: i0 = 4,06
2.1.2 Xác định tỷ số truyền tay số 1 v max = 180 (km/h)
Ta xác định tỷ số truyền tay số 1 theo điều kiện cản và điều kiện bám:
Trong đó: ψ max : Hệ số cản lớn nhất của mặt đường, ψ max f tgα max , f: hệ số cản lăn của đường, f = 0,02; α max : góc dốc cực đại của đường, α max = 15 0 do đó ψ max = 0,02 + tg15 0 = 0,28 G: Trọng lượng của ô tô (N), G= 15000(N), i 0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính.; i 0 = 4,06, η t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, η t
G ϕ : Trọng lượng của ô tô phân bố lên cầu chủ động, đây là xe con động cơ đặt trước, cầu trước chủ động, ta giải thiết trọng lượng phân lên cầu trước bằng 60% trọng lượng cả xe Coi cos15 o ≈ 1, do đó trọng lượng bám của xe:
G ϕ = 0,6.G = 0,6 15000 = 9000 (N), ϕ : Hệ số bám của bánh xe chủ động với mặt đường Chọn ϕ = 0,8, m. a
M emax : Momen xoắn cực đại của động cơ (N.m), M emax = 140 (N.m)
Thay vào ta có tỷ số truyền tay số 1: 2,58 ih1 4,31
Ta chọn i h1 = 3.54 (theo xe tham khảo) b Tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian
Lựa chọn hộp số có 5 tay số tiến (số lượng số truyền n = 5) và 1 số lùi Từ công thức (2.1) với số vòng quay lớn nhất của động cơ n v = n emax = λ.n N = nN = 6000 (vòng/phút), ta tính được tỷ số truyền của hộp số chính ở số truyền cao nhất: i h5 =0,377. r b n v i fc i 0 v max 0,377.
Chọn quy luật phân bố tỷ số truyền cấp số nhân công bội a: i h max
Tỷ số truyền của các tay số trung gian được xác định theo các biểu thức: i h4 = a.i h5 =1,41 0.89 = 1,26; i h3 = a.i h4 =1,41 1,26 = 1,77; i h2 = a.i h3 =1,41 1,77 = 2.51;
Ta có các tỷ số truyền của các tay số trung gian là: ih2= 2,51; ih3= 1,77; ih4= 1,26; ih5= 0,89.
Trị số của tỷ số truyền lùi được chọn được chọn theo xe tham khảo: ihL = 3,25 (theo xe tham khảo)
2.1.3 Tính toán các thông số cơ bản của bánh răng a Xác định khoảng cách giữa các trục
Tải trọng tính từ động cơ đến hộp số là: Memax = 140 Nm
Trong đó ka là hệ số kinh nghiệm đối với xe con, ka = 14,5÷16, ta chọn ka = 14.5.
Theo giá trị tiêu chuẩn chọn aw = 80 mm. b Chọn thông số mô đun và góc nghiêng răng β
Modun pháp của bánh răng kinh nghiệm trong khoảng: m n của các bánh răng trong hộp số thường chọn theo Đối với xe con loại nhỏ: 2,25 ÷ 2,75 ; ta chọn m n =2,5
Các bánh răng nghiêng trong hộp số ô tô được chế tạo với các răng nghiêng để giảm độ ồn làm việc cũng như tăng độ bền của răng Góc nghiêng của răng được chọn trong khoảng: Đối với hộp số hai trục ô tô con β = 20 ÷ 250 ta chọn β 0 Riêng các bánh răng số lùi ta chế tạo là răng thẳng vì khi chuyển số ở các tay số này chúng ta dùng nạng gạt. c Xác định số răng Đối với hộp số 2 trục, tỷ số truyền của hộp số ở tay số i bất kỳ ihi được tạo ra bởi một cặp bánh răng duy nhất, nên sau khi đã chọn được aw , m, β có thể tính số răng của bánh răng chủ động zi trong các cặp bánh răng như sau: z 2.a w cosβ (2.5) m n (1 i hi )
Số răng của các bánh răng bị động zi’: z i ' z i i hi
Bảng 2.3 Số răng của các bánh răng chủ động, bị động
Số răng của các bánh răng trên trục bị động: z1’ = 47; z2’ = 43; z3’ = 39; z4’ = 34; z5’ = 28;
- Xác định số răng của bánh răng tay số lùi
Từ sơ đồ thiết kế qua 2 cặp bánh răng L-L1 và L1-L’ tỷ số truyền của bánh răng số lùi được xác định : i hL
Với ihL = 3,25, ta chọn ZL ; Z’L = 42, ZL1 = 20. d 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:
Bảng 2.4 Tỷ số truyền chính xác ở các tay số
Tính chính xác khoảng cách giữa các trục theo số răng của các cặp bánh răng đã chọn được Đối với cặp bánh răng nghiêng tính theo công thức: a ω m.()z k k (mm)
Bảng 2.5.Khoảng cách trục chính xác ở các tay số
Chọn khoảng cách trục chính xác là : a ω = 80 mm. e Xác định bề rộng bánh răng b Độ cứng vững của hộp số, tuổi thọ các bánh răng và các ổ bi và hệ số sử dụng vật liệu hợp lý được tạo nên nhờ các tỷ lệ thích hợp giữa các phần tử chính của hộp số.Vì vậy bề rộng răng được lựa chọn theo khoảng cách trục với tỉ lệ: bw
Lựa chọn bw = 0,2.aw = 16 mm.
Sau khi tính toán lại khoảng cách trục có sự sai lệch để giải quyết sự sai lệch đó chúng ta có hai giải pháp: thay đổi góc nghiêng của các bánh răng hoặc dịch chỉnh các bánh răng.
- Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng: Thông thường biện pháp này người ta ít dùng vì nó sẻ gây khó khăn cho công nghệ chế tạo máy và sửa chữa các 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 dể dàng dịch chỉnh nhờ thay dổi khoảng cách giữa giao thanh răng và bánh răng cần chế tạo trong quá trình chế tạo.
Trong trường hợp này, bánh răng có dịch chỉnh xΣ ≠ 0, thì nên thay đ ổi xΣ để đảm bảo được aw đã cho: a w = x Σ m n z i m2.cosβ n (1+i hi ) (2.7)
Từ công thức (2.7) ta tính được hệ số dịch chỉnh xi Σ: x = a w z i (1+i hi )
Các công thức tính hệ số dịch chỉnh sau đây được tham khảo theo sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển phần 6: truyền động bánh răng, trang 100, 101.
Hệ số kx được tính theo công thức: k = 1000.x Σ
Tổng hệ số dịch chỉnh xt:
Các hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 và 2:
i i x 2 = x t - x 1 Xác định góc ăn khớp trong bánh răng nghiêng αtw , với góc profin gốc α = 20 o , góc profin răng được tính:
Theo công thức: αt = arctg(tgα/cosβ) = 21,17 o cosα tw = (z i +z' i ).m n cosα t
Bảng 2.6 Bảng hệ số dịch chỉnh từng cặp bánh răng
Cặp BR 1 - 1’ 2 – 2’ 3 – 3’ 4 – 4’ 5 – 5’ z 13 17 22 27 32 z' 47 43 38 33 28 xΣ 0.077 0.077 0.077 0.077 0.077 k xΣ 1.279 1.279 1.279 1.279 1.279 kx 0.015 0.015 0.015 0.015 0.015 Δx 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 xt 0.078 0.078 0.078 0.078 0.078 x1 0.017 0.022 0.029 0.035 0.041 x2 0.061 0.055 0.049 0.043 0.036 α tw 29.1 29.1 29.1 29.1 29.1 h Các kích thước cơ bản của cặp bánh răng số tiến
Thông số Kí hiệu Công thức tính
- Đường kính vòng chia d di=mn.zi/cosβ
- Đường kính cơ sở db db=d.cosα
- Đường kính đỉnh răng da dd=d+2.(1+ xi - Δx).mn
- Đường kính chân răng df df= d - (2,5 - 2.x1).mn
Bảng 2.7 Các kích thước cơ bản của bánh răng số tiến
1 1' 2 2' 3 3' 4 4' 5 5' z 13 47 17 43 22 38 27 33 32 28 d(mm) 34.6 125.0 45.2 114.4 58.5 101.1 71.8 87.8 85.1 74.5 db(mm) 32.5 117.5 42.5 107.5 55.0 95.0 67.5 82.5 80.0 70.0 da(mm) 39.7 130.3 50.3 119.7 63.7 106.3 77.0 93.0 90.3 79.7 df(mm) 28.4 119.1 39.1 108.4 52.4 95.1 65.8 81.8 79.1 68.4 i Các kích thước cơ bản của cặp bánh răng số lùi
Các bánh răng số lùi là các bánh răng trụ răng thẳng, chọn modul m = 2.5, góc profin gốc α = 20 o
Thông số Kí hiệu Công thức tính
- Đường kính vòng chia d di = m.zi
- Đường kính cơ sở db db = d.cosα
- Đường kính đỉnh răng da dd = d + 2.m
- Đường kính chân răng df df = d - 2,5.m
Bảng 2.7 Các kích thước cơ bản của bánh răng số lùi
Thông số L L1 L' m 2.5 2.5 2.5 z 12 20 42 i 1.54 2.11 bw(mm) 16 16 16 α 20 20 20 d(mm) 32.5 50 105.6 db(mm) 30.5 47.0 99.3 da(mm) 37.5 55 110.63 df(mm) 26.3 43.8 99.4
Tính bền bánh hộp số
2.2.1 Chế độ tải trọng a Mô men truyền đến các trục
Trục sơ cấp : Ms = Me = 140 (Nm)
- Tay số 1: Mtc1 = Me.ih1 = 506,2 (Nm)
- Tay số 2: Mtc1 = Me.ih1 = 354,1 (Nm)
- Tay số 2: Mtc1 = Me.ih1 = 241,8 (Nm)
- Tay số 2: Mtc1 = Me.ih1 = 171,1 (Nm)
- Tay số 2: Mtc1 = Me.ih1 = 122,5 (Nm)
Tay số lùi: ML1 = Me.iL1 = 215,4 (Nm)
ML’ = ML1.iL’= 455 (Nm). b Lực tác dụng lên các bánh răng
Công thức tính các lực tác dụng lên bánh răng Đối với bánh răng nghiêng:
- Lực hướng kính: Fr = Ft tgαtw ; Fr = Ft tgα đối với bánh răng thẳng,
- Lực dọc trục: Fa = Ft tgβ ; Fa = 0 đối với bánh răng thẳng.
Bảng 2.8 Lực tác dụng lên các bánh răng
2.2.2 Tính bền bánh răng a Tính bền theo ứng suất uốn Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức và tham khảo từ giáo trình Đồ án môn học Thiết kế hộp số chính Ô tô và máy kéo (phần I), Nguyễn Văn
(MN/m 2 ) (2.14) u d ms c tp gc bπm yk Trong đó:
Ft : lực tiếp tuyến của bánh răng (MN). ntb y : Hệ số dạng chân răng, phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được tra theo đồ thị (I-5) Đối với bánh răng nghiêng hệ số y được xác định theo số răng tương đương: ztđ = z/cos 3 β kβ : Hệ số trùng khớp, được tra theo đồ thị I-6, với εβ = bwsinβ/(mn.π)= 0.7, kβ=1,8. kd :Hệ số tải động, đối với xe con kd= 1,5÷2,0, ta chọn kd= 1,5. kms:Hệ số ảnh hưởng của ma sát: Đối với bánh răng chủ động: kms=1,1. Đối với bánh răng bị động: kms=0,9. kc : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp Đối với bánh răng di trượt trên trục thứ cấp : kc=1,1. Đối với bánh răng luôn ăn khớp: kc=1,0. ktp : Hệ số tải trọng động phụ do sai số công nghệ, chọn ktp=1,2. kgc : Hệ số tập trung ứng suất tại góc lượn chân răng, kgc=1,1 đối với bánh răng không mài góc lượn.
Bảng 2.9 Giá trị ứng suất uốn tại mỗi bánh răng
(MN/mσu 2 ) 557 426 341 278 244 Để đảm bảo điều kiện bền, ứng suất tính được phải thoả mãn điều kiện sau: σ g σ u
1, 3 σg : 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 giới hạn sau:
- ở các tay số 1và 2: 350÷840 (MN/m 2 )
- ở các tay số 3, 4 và 5: 150÷400 (MN/m 2 )
Vậy các bánh răng đảm bảo điều kiện bền theo ứng suất uốn. b Tính bền theo ứng suất tiếp xúc Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toàn ứng suất tiếp xúc theo công thức: σ =
r 1 r 2 β : góc nghiêng của bánh răng,
E : môđun đàn hồi của vật liệu Đối với thép E = (2÷2,2).10 5 (MN/m 2 ) Ta chọn E
= 2,1.10 5 (MN/m 2 ), b : bề rộng răng, r1, r2 : bán kính vòng lăn của bánh răng bị động và chủ động , αw : góc ăn khớp.
Bảng 2.9 Giá trị ứng suất tiếp xúc tại mỗi cặp bánh răng
Ft (MN) 0.008 0.006 0.005 0.004 0.003 0.009 0.009 i 3.62 2.53 1.73 1.22 0.88 1.54 2.11 r1 17.3 22.7 29.3 36.0 42.7 16.25 25 r2 62.7 57.3 50.7 44.0 37.3 25 52.813 σtx 1687 1349 1109 969 888 2499 1904 Ứng suất tiếp xúc đối với các bánh răng hộp số thường nằm trong khoảng:
[σ ]00÷2500MN/m 2 đối với bánh răng nghiêng
Tính toán trục hộp số
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb = 600 Mpa, ứng uất xoắn cho phép [τ] …50 Mpa Chọn [τ]P Mpa.
2.3.2 Tính sơ bộ kích thước trục hộp số
- Trục sơ cấp: d 1 = 5,5 3 M emax = 28,6 (mm) Ta chọn d1 = 29 (mm).
- Trục thứ cấp: d2 = 0,45.aw = 36 (mm).
2.3.3 Tính bền trục a Sơ đồ đặt lực chung
- Sơ đồ đặt lực chung cho các tay số từ 1 đến 4
Hình 2.2 Sơ đồ đặt lực chung cho tay số từ 1 đến 4
- Sơ đồ đặt lực cho tay số 5
Hình 2.3 Sơ đồ đặt lực chung cho tay số 5 b Khoảng cách giữa các điểm đặt lực
Chọn bề rộng tính toán bol = 20 mm.
- Chiều rộng bộ đồng tốc bđt = 50 mm Đối với chiều rộng bộ đồng tốc bố trí thêm bánh răng số lùi có b’đt = 60 mm.
- Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng đến thành trong vỏ hộp k1 = 5 mm.
- Khoảng cách giữa mặt cạnh bánh răng đặt sát nhau k2 = 5 mm.
Bảng 2.10 Khoảng cách các điểm đặt lực (N)
Trục thứ cấp b1 30 30 30 30 30 b2 28 105 126 192 b3 187 110 89 23 b4 245 245 245 245 245 b5 215 215 215 215 215 b6 23 c Tính phản lực tại các gối đỡ
Xét trong mặt phẳng yOz:
.d'/2 4 ] /b D y = - F' r + E y + F r(C1) Xét trong mặt phẳng xOz:
Xét trong mặt phẳng yOz:
.d'/2 4 ] /b D y = - F' r + E y + F r(C1) Xét trong mặt phẳng xOz:
Bảng 2.11 Phản lực tại các gối đỡ (N)
Dx 20094 12514 8385 5070 3059 d Vẽ biểu đồ mô men
Hình 2.4 Biểu đồ mô men trục 1(trái), trục 2(phải) tay số 1 đến 4
Hình 2.4 Biểu đồ mô men trục 1(trái), trục 2(phải) tay số 5
Bảng 2.11 Mô men tại các điểm đặt lực (Nmm)
M9 721474 524682 353669 96338 e Tính mô men tương đương và tính chọn đường kính các đoạn trục theo Mtd
Trong đó, trị số ứng suất cho phép [σ] đư ợc tra theo bảng 10.5, sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1, trang 195 Với vật liệu đã chọn và đường kính sơ bộ ta chọn [σ] = 63 MPa.
Bảng 2.12 Mô men tương đương tại các điểm đặt lực (Nmm) và tính chọn đường kính d (mm)
Tính toán ổ lăn
Ổ lăn hộp số ô tô được chọn theo khả năng làm việc với chế độ tải trọng trung bình Ổ bi cần phải đảm 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 lên để đảm bảo điều kiện lắp ghép giữa các chi tiết trong hộp số hoặc để nâng cao độ cứng vững của các chi tiết trong hộp số.
Do tốc độ vòng quay của ổ bi n ≥ 10 (vg/ph), nên ổ lăn được tính theo khả năng tải động để đảm bảo đồ bền lâu của ổ Ta tính khả năng làm việc của ổ.
Hệ số khả năng làm việc của ổ bi được xác định theo công thức:
C = Rtđ K1 Kđ Kt (nt h) 0.3 Trong đó:
- K1 : hệ số tính đến vòng nào quay K1 = 1,0 khi vòng trong của ổ quay.
- Kđ : hệ số tải trọng động Kđ = 1,0.
- Kt : 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 0 K, nên ta lấy Kt = 1,0.
- nt : số vòng quay tính toán của ổ bi (vg/ph) Số vòng quay tính toán xác định theo tốc độ chuyển động trung bình của ôtô ở số 5 (ih = 0.88). Ô tô con: Vtb = 35 40 km/h, chọn vtb = 40 (km/h) nt = v tb i h i fc i 0 0,377.r b = 1304 (vòng/phút). h : thời gian làm việc của ổ lăn (h)
S : quãng đường chạy của ô tô giữa hai kỳ đại tu (km) S = 100000 (km) ht = 2500 (h).
- m : bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi; m = 10/3 đối với ổ đũa.
- Rtđ : Lực tương đương tác dụng lên ổ (N)
1 1 q1 2 2 2 qn α1, α2, α3, α4 , α5 - 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; 0,5; 2; 5; 80 (%). β1, β2, β3, β4, β5 - hệ số số vòng quay ; tính bằng tỷ số số vòng quay của ổ lăn ở các số truyền 1, 2, 3, 4, 5 với số vòng quay tính toán (nt).
Với trục sơ cấp, các hệ số lần lượt là 4,1 ; 2,9 ; 2,0; 1,4 ; 1
Với trục sơ cấp : βn = 1 với mọi số truyền
Rq1, Rq2, Rq3, Rq4 , Rq5- tải trọng quy dẫn hướng kính tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền 1, 2, 3, 4, Đối với ổ bi cầu hướng kính: Rqi = A + mQ Với A là tải trọng hướng kính tác dụng lên ổ lăn.
A Trong đó X, Y là các phản lực tại gối đỡ đã tính ở bảng 2.11.
Q - tải trọng chiều trục tác dụng lên ổ lăn. m - hệ số qui dẫn lực chiều trục về lực hướng kính, m = 2,5. Đối với ổ bi hướng kính loại tựa tại ổ B và D 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 Ở đây: β - góc tiếp xúc của thanh lăn, chọn β = 12 0
Tải trọng quy dẫn được tính như sau:
Bảng 2.13 Tải trọng quy dẫn hướng kính (N)
Bảng 2.14 Lực tương đương R tđ (N) và khả năng tải động C tính toán (kN)
Lựa chọn ổ lăn tại B, E theo khả năng tải động C, tra cứu ổ bi đỡ - chặn (GOST 831-75) trang 263 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1:
E đỡ - chặn 46307 35 80 21 2.5 1,2 33,4 Đối với ổ đỡ tại A, D chọn ổ bi đũa không vòng trong đư ợc tra trong sổ tay ổ lăn NSK:
KIỂM TRA BẢO DƯỠNG SỬA CHỮA HỘP SỐ
Kiểm tra sửa chữa
3.1.1 Kiểm tra vỏ hộp số
- Chủ yếu kiểm tra xem vỏ hộp số có bị rạn nứt hay không, đồng thời kiểm tra chức năng của van thông hơi, nếu tắc cần vệ sinh thông tắc.
3.1.2 Kiểm tra mặt răng các bánh răng
- Mòn quá mức tại các mặt răng là nguyên nhân gây ồn hộp số do vậy cần kiểm tra kỹ càng từng răng, với bánh răng mòn nhiều thì phải thay thế.
3.1.3 Kiểm tra các vòng bi
- Sau khi tẩy rửa sạch các vòng bi cầu, bi đũa, quay kiểm tra xem các vòng bi có quay trơn không Kiểm tra ca trong và ngoài của bi kim nếu có hư hỏng cần thay cả bộ. Các phớt chắn bụi không bị mòn, rách, nếu có thì phải thay thế cả bộ.
3.1.4 Kiểm tra cơ cấu đồng tốc
- Kiểm tra độ mòn vòng đồng tốc
- Mặt côn phía bánh răng mòn nhiều thì phải thay cả bộ.
- Vấu của khóa đẩy mòn thì phải thay, cần kiểm tra rãnh khóa trên ống gạt
- Lò xo gẫy hoặc đàn hồi kém thì phải thay thế.
- Kiểm tra mòn phần đầu cầu
- Lắp vào ống gạt và kiểm tra khe hở theo toàn bộ chu vi, nếu mòn thì phải thay thế
3.1.7 Kiểm tra cơ cấu định vị và cơ cấu chống gài hai số
- Kiểm tra chốt, bi, lò xo, nếu mòn, hư hỏng, đàn hồi kém… thì phải thay thế.
Chú ý khi tháo lắp
- Trước khi tháo cần tiến hành kiểm tra các nội dung sau và kiểm tra xem có hư hỏng gì không, các kết quả này có ích cho khi lắp ráp:
• Khe hở giữa các răng ăn khớp với nhau.
• Tình trạng khi vào số
• Độ rơ dọc trục của bánh răng, bạc, vòng đồng tốc, ống gạt.
• Độ rơ dọc trục của các bánh răng trục thứ cấp.
- Các viên bi định vị trục trượt có thể bay ra do tác dụng lò xo, cần chú ý khi tháo.
- Vòng đồng tốc và bánh răng phải xếp thành bộ tương ứng Nói chung các chi tiết được sắp xếp theo trình tự tháo ra, điều đó sẽ giúp ích cho việc kiểm tra từng chi tiết và thuận lợi cho khi lắp ráp.
- Bôi dầu vào các mặt lỗ chuyển động quay của bánh răng, vào các lưỡi bên trong phớt dầu.
- Bôi mỡ cho các ổ bi kim.
- Điều chỉnh độ rơ dọc trục của trục thứ cấp bằng các đệm căn.
- Độ rơ dọc trục của các bánh răng được chặn bởi phanh hãm có thể điều chỉnh bằng cách thay đổi độ dày của phanh hãm.
- Điều chỉnh ăn khớp cho cặp bánh răng số lùi.
- Các bu lông, đai ốc cần được xiết với mô men lực quy định.
- Các phớt dầu phải được thay mới.
- Sau khi lắp ráp xong, vào số và kiểm tra tình trạng ăn khớp.
