báo cáo chuyên đề 1 đề tài thiết kế hộp số cơ khí

Khi gài các số tiến đều sử dụng bộ đồng tốc, khi gài số lùi thì dịch chuyển bánh răng thẳng 2 tạo nên sự ăn khớp 1-2 và 2-3.Hình 3.1 Sơ đồ động học hộp số hai trục Hộp số xe SKODA 100 MB

HỘP SỐ CƠ KHÍ

Công Dụng

- Nhằm thay đổi tỷ số truyền và mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động phù hợp với mômen cản luôn thay đổi và nhằm tận dụng tối đa công suất của động cơ.

- Giúp cho xe thay đổi được chiều chuyển động

- Đảm bảo cho xe dừng tại chỗ mà không cần tắt máy hoặc không cần tách ly hợp

- Dẫn động mômen xoắn ra ngoài cho các bộ phận đặc biệt đối với các xe chuyên - dụng.

Yêu Cầu

- Có dãy tỷ số truyền phù hợp nhằm nâng cao tính năng động lực học và tính năng kinh tế của ô tô

- Phải có hiệu suất truyền lực cao, không có tiếng ồn khi làm việc, sang số nhẹ nhàng, không sinh ra lực va đập ở các bánh răng khi gài số

- Phải có kết cấu gọn bền chắc, dễ điều khiển, dễ bảo dưỡng hoặc kiểm tra và sửa chữa khi có hư hỏng.

Phân Loại

Theo phương pháp thay đổi tỷ số truyền, hộp số được chia thành: hộp số có cấp và hộp số vô cấp a) Hộp số có cấp được chia theo :

+ Sơ đồ động học gồm có:

- Loại có trục cố định (hộp số hai trục, hộp số ba trục )

- Loại có trục không cố định (hộp số hành tinh một cấp, hai cấp ) + Dãy số truyền gồm có:

- Một dãy tỷ số truyền (3 số, 4 số, 5 số )

- Hai dãy tỷ số truyền

+ Phương pháp sang số gồm có:

- Hộp số điều khiển bằng tay

- Hộp số tự động b) Hộp số vô cấp được chia theo :

+ Hộp số thủy lực (hộp số thủy tĩnh, hộp số thủy động )

Phân Tích Chọn Phương Án Kết Cấu Hộp Số

Bước quan trọng khi thiết kế hộp số phải phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số ôtô và chọn phương án hợp lý Việc phân tích này phải dựa trên các yêu cầu đảm bảo hộp số làm việc tốt chức năng:

-Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động.

-Cho phép ôtô chạy lùi.

-Tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc Hộp số thiết kế phải đáp ứng được các yêu cầu:

1-Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết.

2-Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao 3-Hiệu suất truyền lực cao

4-Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao

Nhằm nâng cao tuổi thọ cho các bánh răng ăn khớp, trong hộp số cơ khí có cấp thường bố trí bộ đồng tốc Nhiệm vụ của bộ đồng tốc là cân bằng tốc độ góc của các chi tiết chủ động và bị động trước khi chúng ăn khớp với nhau

Trên ôtô ngày nay đều sử dụng khá rộng rãi hộp số 2 trục và 3 trục Hộp số 3 trục thường bố trí trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm. iv

TRÌNH TỰ TÍNH TOÁN HỘP SỐ CÓ CẤP CỦA Ô TÔ

Công việc tính toán thiết kế hộp số ô tô có hai bước chính như sau: + Xác định tỷ số truyền đảm bảo tính chất kéo và tính kinh tế theo điều kiện làm việc đã cho trước

+ Xác định kích thước các chi tiết của hộp số Hai bước lớn trên được cụ thể hóa bởi các bước cụ thể sau:

1 Trên cơ sở của điều kiện sử dụng và điều kiện kỹ thuật cho trước, cùng với điều kiện chế tạo, chúng ta chọn sơ đồ động học và dự kiến số cấp của hộp số

2 Tính toán lực kéo của ôtô, xác định tỉ số truyền chung của cả hệ thống truyền lực khi gài các số khác nhau

3 Phân chia phù hợp tỉ số truyền của hệ thống truyền lực theo từng cụm (hộp số, hộp số phụ, truyền lực chính, truyền lực cuối cùng)

4 Tính toán xác định tỉ số truyền của hộp số

5 Xác định kích thước của các chi tiết, bố trí các chi tiết của hộp số và kiểm tra sự liên quan làm việc giữa các chi tiết với nhau.

SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC MỘT SỐ LOẠI HỘP SỐ CỦA Ô TÔ

Sơ Đồ Động Học Hộp Số Hai Trục

Trên hình 3.1 là sơ đồ động lực học hộp số hai trục bốn cấp (không kể số lùi) Khi gài các số tiến đều sử dụng bộ đồng tốc, khi gài số lùi thì dịch chuyển bánh răng thẳng 2 tạo nên sự ăn khớp 1-2 và 2-3.

Hình 3.1 Sơ đồ động học hộp số hai trục

Hộp số xe SKODA 100 MB (Cộng Hòa Czech)

Loại hộp số 2 trục 4 cấp được lắp ráp chung trong cùng vỏ với truyền lực chính Hộp số này thường sử dụng trên ô tô công suất nhỏ và rất nhỏ có cầu trước chủ động hoặc dẫn động cầu sau chủ động

Sơ Đồ Động Học Hộp Số Ba Trục

Trên hình 3.2 là sơ đồ động học của một số hộp số ba trục có từ 3 đến 6 số tiến Khi số cấp của hộp số tăng thì mức độ phức tạp về mặt kếu cấu cũng tăng theo Ở hình 3.2 được thống nhất các ký hiệu như sau:

1,2,3,4,5,6: vị trí gài các số 1,2,3,4,5,6.

L (hoặc R): vị trí gài số lùi.

III- trục trung gian. vi

Hình 3.2 Sơ đồ động học hộp số ba trục

Hình 3.3 Sơ đồ hộp số 3 trục 5 cấp số

Z 1 Z ' 1 : Cặp bánh răng truyền động số 1

Z 2 Z ' 2 : Cặp bánh răng truyền động số 2

Z 3 Z ' 3 : Cặp bánh răng truyền động số 3

Z 4 Z ' 4 : Cặp bánh răng truyền động số 4

Z a Z ' a : Cặp bánh răng luôn ăn khớp

Z ' 1 Z} rsub {1¿: Cặp bánh răng truyền động số lùi

Hộp số 3 trục có cấu tạo với trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, thường được sử dụng trong ô tô du lịch, ô tô tải nhẹ và ô tô tải loại trung Thiết kế này cho phép hộp số có bốn cấp tiến, đáp ứng nhu cầu hoạt động đa dạng của các loại xe này.

Loại hộp số 3 trục, trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 5 cấp tiến Loại này thường dùng trên ô tô tải loại trung và ô tô tải nặng.

Nguyên lý làm việc: Khi động cơ nổ, ly hợp đóng các bộ đồng tốc (A), (B) và cần (C) ở vị trí trung gian, mặc dù các bánh răng trên trục chủ động và bị động luôn ăn khớp với nhau nhưng các bánh răng trên trục bị động quay trơn với trục nên hộp số chưa truyền mômen (số 0) Các số truyền của hộp số được thực hiện như sau:

- Số I: để gài số I, người lái điều khiển cần gài (C) dịch chuyển sang phải ăn khớp với bánh răng (Z1) khi đó dòng truyền mô men từ trục (1) (Za) (Z’a)    trục (2) (Z1) (Z’1) trục (3) bộ vi sai của cầu bánh xe    

- Số II: để gài số II, người lái điều khiển bộ đòng tốc (B) dịch chuyển sang phải ăn khớp với bánh răng (Z2) khi đó dòng truyền mô men từ trục (1) (Za) (Z’a) 

 trục (2)  (Z2) (Z’2)  bộ đồng tốc (B)  trục (3) bộ vi sai của cầu bánh xe  

- Số III: để gài số III, người lái điều khiển bộ đòng tốc (B) dịch chuyển sang trái ăn khớp với bánh răng (Z3) khi đó dòng truyền mô men từ trục (1) (Za) (Z’a) 

 trục (2)  (Z3) (Z’3)  bộ đồng tốc (B)  trục (3) bộ vi sai của cầu bánh xe  

- Số IV: để gài số IV, người lái điều khiển bộ đòng tốc (A) dịch chuyển sang phải ăn khớp với bánh răng (Z4) khi đó dòng truyền mô men từ trục (1) (Za) (Z’a) 

 trục (2)  (Z4) (Z’4)  bộ đồng tốc (A)  trục (3) bộ vi sai của cầu bánh xe  

- Số V: để gài số V, người lái điều khiển bộ đòng tốc (A) dịch chuyển sang trái ăn khớp với bánh răng (Z’a) khi đó dòng truyền mô men từ trục (1) (Za) (Z’a) 

 trục (2)  bộ đồng tốc (A)  trục (3) bộ vi sai của cầu  bánh xe

- Số lùi: để gài số lùi, người lái điều khiển cần gài (C) dịch chuyển sang trái ăn khớp với bánh răng (Z’1) khi đó dòng truyền mô men từ trục (1) (Za) (Z’a)    trục (2) (Z’1) (Z”1) trục (3) bộ vi sai của cầu bánh xe.     viii

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA HỘP SỐ

Xác định tỉ số truyền của các tay số

Tỉ số truyền của hộp số ô tô được xác định dựa trên lực kéo ở các tay số, trong đó quan trọng nhất là tỉ số truyền ở tay số I Tỉ số truyền này được tính theo công thức i = G.r / D, trong đó: G là tổng số răng của hộp số; r là số răng của bánh răng chủ động; D là số răng của bánh răng bị động.

G - Trọng lượng toàn bộ của xe (N)

max - Hệ số cản chuyển động lớn nhất rbx- Bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp (m) io - Tỷ số truyền của truyền lực chính

❑ tl - Hiệu suất của hệ thống truyền lực

Tỷ số truyền của truyền lực chính được xác định : i o =θ r bx

2,65 (CT-4.2 TL1) Ở đây : - Hệ số vòng quay của động cơ  Đối với xe du lịch : = 30 ÷ 40  Đối với xe tải : = 40 ÷ 50 

Hệ số cản tổng cộng của đường: f +i = (IV-12 trang 19 TL4)

❑ max : hệ số cản chuyển động lớn nhất

Chọn ❑ max = (f+i ) Max f chọn theo loại đường thiết kế i=tgα

Ví dụ có kí hiệu: 215/65R16 =>{ 215: B ề r ộ ngc ủ al ố p(mm)

16 :Đườ ngk í n htrongc ủ al ố p(inc h)

Bán kính thiết kế của bánh xe: r0 = H+ D 2 25,4 Bán kính động học và bán kính động lực học của bánh xe: (trang 38 TL4) rb = r = λ.r k 0

Với λ: Hệ số kể đến biến dạng lốp λ

Tỷ số truyền theo điều kiện bám:

 Chọn tỉ số truyền ih1

Nếu hộp số có 3 cấp với số III là số truyền thẳng thì : i h3=1; i h2=√ i h1

Nếu hộp số có 4 cấp với số IV là số truyền thẳng thì : i h4=1; i h3=√ 3 i h1 ; i h2 = 3 √ i h1 2

Nếu hộp số có 5 cấp với số V là số truyền thẳng thì : i h5 =1; i h4 = 4 √ i h1 ; i h3 = 4 √ i h1 2 ; i h2 = 4 √ i h1 3

Nếu hộp số có 5 cấp với số V là số truyền tăng và số IV là số truyền thẳng thì: i h 5 = 1

Số truyền cao nhất của hộp số nên làm số truyền thẳng hay số truyền tăng là tùy thuộc vào thời gian sử dụng Nên chọn số truyền làm việc nhiều nhất dễ làm số truyền thẳng để giảm tiêu hao khi truyền lực và tăng tuổi thọ của hộp số. x

Chọn vật liệu

Do điều kiện làm việc nặng nhọc, truyền lực lớn, tốc độ vòng quay lớn mà yêu cầu hộp số bé không quá lớn do vậy kích thước bánh răng yêu cầu nhỏ lại phải đảm bảo yêu cầu truyền momen lớn, làm việc không gây tiếng ồn.

Nhiệt luyện: thấm cácbon Độ cứng : 46…53 HRC

Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số

4.3.1 Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A

Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục A được tính theo công thức:

Memax - Mômen xoắn cực đại của động cơ (Nm)

+ Đối với xe du lịch : C = 13÷16

+ Đối với xe dùng động cơ diezel: C ÷21

Chọn môđun của bánh răng: m

Khi chọn môđun cho các bánh răng phải đảm bảo các yêu cầu:

-Bánh răng làm việc ít ồn

-Truyền mômen đều đặn, ăn khớp đúng mặc dù có sự sai lệch một ít về khoảng cách giữa đường tâm các bánh răng ăn khớp

-Bánh răng phải đủ độ bền

4.3.2 Chọn bề rộng các bánh răng số

Chúng ta có hai phương pháp lựa chọn:

Có thể chọn theo công thức kinh nghiệm sau: m = (0,032÷0,040).A (CT-4.4 TL1)

Hoặc có thể sử dụng đồ thị kinh nghiệm như ở hình 5.1

Hình 5.1 Đồ thị để chọn môđun pháp tuyến của bánh răng a)Dùng cho bánh răng có răng thẳng b)Dùng cho bánh răng có răng nghiêng Ở đây : m - Môđun pháp tuyến

M - Môđun xoắn được tính: M=Memax.i 0,96h1

4.3.3 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.

Xác định số răng của các bánh răng, công thức 2.14

Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp: Đối với hộp số ôtô hiện nay thường có giá trị ( i a =1,6÷2,5 ).

Ta chọn góc nghiêng của răng , đối với ôtô tải ( = 20 ÷a a 0

- Số lượng răng Z ’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớpa được xác định theo công thức (2.13):

Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làm thay đổi các khoảng cách trục A Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất cả các bánh răng ăn khớp Công thức tính (4.8) như sau:

Trong đó: xii β a : là góc nghiêng răng của cặp bánh răng ăn khớp i a : là tỉ số truyền của cặp bánh răng ăn khớp m a : mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng ăn khớp

4.3.4 Tính toán tỉ số truyền của từng cặp bánh răng ăn khớp

- Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp số là: i gn =i n i a

+ i : Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=1 4), tagn  không tính cho cặp bánh răng Z vì đây là tay số truyền thẳng.a

Thay số lần lượt ta có: ig1 ;i ;i ;ig2 g3 g4 ;iga

Chọn tỉ số truyền số lùi là igl

4.3.5 Tính toán số răng chủ động

Số răng của các cặp bánh răng dẫn động gài số khi khoảng cách trục A không đổi được tính như sau, công thức 2.16:

Ta chọn góc nghiêng của răng , đối với ô tô tải ( = 20 ÷a a 0 30 0 )

Kí hiệu Công thức tính ¿Z 1 2.A cosβ a m n (1+i g1) ¿Z 2 2.A cosβ m n (1+i g2) ¿Z 3 2.A cosβ a m n (1+i g3 ) ¿Z 4 2.A cosβ a m n (1+i g4 ) ¿Z l 2.A cosβ a m n (1+i gl ) Để triệt tiêu lực dọc trục trên trục trung gian, cần phải xác định lại góc nghiêng răng của các bánh răng, công thức (2.17): tg β 1=Z a

Tính chính xác lại số răng của các bánh răng chủ động trên trục trung gian theo công thức (2.18 và 2.19):

Kí hiệu Công thức tính ¿Z 1 2.A cosβ 1 m n (1+i g1) ¿Z 2 2.A cosβ 2 m n (1+i g2) ¿Z 3 2.A cosβ 3 m n (1+i g3) ¿Z 4 2.A cosβ 4 m n (1+i g4) ¿Z l 2.A cosβ 1 m n (1+i g1)

Số răng của các bánh bị động trên trục thứ cấp theo công thức: xiv

Kí hiệu Công thức tính

- Vậy tỉ số truyền của hộp số, ta tính lại và được như sau: i hn =Z ' a

Kí hiệu Công thức tính i h1 Z ' a

4.4 Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng

Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lập thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản vẽ của hộp số:

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

2 Mô đun pháp mn mn (mm)

3 Bước pháp tuyến tn tn = m (mm) n xvi

5 Mô đun mặt đầu ms m s = m n cosβ (mm)

6 Bước mặt đầu ts ts = m (mm) s

7 Đường kính vòng chia d da = ms Za (mm) da’ = m Z ’ (mm)s a

8 Đường kính vòng đỉnh răng Dd

9 Đường kính vòng chân răng Dc

12 Chiều rộng vành răng B B= (7,08,6).mn, chọn B

13 Chiều dài răng B B= B cosβ(mm)

Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng

Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lập thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản vẽ của hộp số:

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

2 Mô đun pháp mn mn (mm)

3 Bước pháp tuyến tn tn = m (mm) n xvi

5 Mô đun mặt đầu ms m s = m n cosβ (mm)

6 Bước mặt đầu ts ts = m (mm) s

7 Đường kính vòng chia d da = ms Za (mm) da’ = m Z ’ (mm)s a

8 Đường kính vòng đỉnh răng Dd

9 Đường kính vòng chân răng Dc

12 Chiều rộng vành răng B B= (7,08,6).mn, chọn B

13 Chiều dài răng B B= B cosβ(mm)

TÍNH TOÁN SỨC BỀN CỦA HỘP SỐ

Chế Độ Tải Trọng Tính Toán

Khi tính toán bền các chi tiết và bộ phận chính của hộp số, mooment tính toán thường chọn từ mooment lớn nhất của động cơ.

Mt - moment tính toán của chi tiết thứ K; Memax - mômen lớn nhất của động cơ Moment tính toán trên trục sơ cấp: Mtsc=Memax

Moment tính toán trên trục trung gian: Mttg=i Ma emax

Moment tính toán trên trục thứ cấp: Mttc=i Mhi emax ia - tỉ số truyền cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp giữa trục sơ cấp và thứ cấp. ihi - tỉ số truyền của hộp số ứng với các số truyền i = 1, 2, 3… ihk- tỉ số truyền của hộp số tính từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ đang tính.k

hk - hiệu suất truyền lực từ trục sơ cấp đến chi tiết thứ dạng tính k

Trường hợp, nếu moment tính từ động cơ lớn hơn moment tính theo điều kiện bám thì moment tính toán sẽ được chọn theo điều kiện bám và được xác định công thức:

G - trọng lượng bám của ô tô (trọng lượng phân bố lên cầu chủ động)

max - hệ số bám lớn nhất của lốp xe với mặt đường, chọn max= 0,7÷0,8 rbx - bán kính tính toán của bánh xe chủ động Đối với ô tô và máy kéo bánh bơm: r = rbx e Đối với máy kéo xích: r = r bx s re- bán kính lặn của bánh xe rs - bản kính bánh sao xviii ihk - tỉ số truyền hộp số tính từ chi tiết thứ k đang tính đến trục thứ cấp hộp ip, i , i - tỉ số truyền của hộp phân phối, truyền lực chính và truyền lựo c

(truyền lực bánh xe hay là truyền lực cuối cùng).

Lực tác dụng lên các cặp bánh răng

Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng theo bảng sau:

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng thẳng Bánh răng nghiên

- Z: Là số răng của bánh răng đang tính

- Mt: Mô men tính toán trên các trục hộp số

- ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng)

- α: Góc prôfin gốc (bảng thông số hình học của bánh răng)

- β : Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng)

Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính toán M như sau: t

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn luôn ăn khớp ta chọn tính cho bánh răng chủ động với Z = 18, nằm trên trục sơ cấp nên M = M a t Sc

- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có Z = 20, nằm trên trục trung gian nên M = M g1 t tg

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có Z = 25, nằm trên trục trung gian nên M = M g2 t tg

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có Z = 30, nằm trên trục trung gian nên M = M g3 t tg Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 5 ta chọn tính cho bánh răng chủđộng có Z 4, nằm trên trục trung gian nên M = M Các thông số còn lại g4 t tg ta lấy trong bảng các thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng.

Tính toán trục hộp số

Ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là lớn nhất so với các cặp bánh răng gài số khác (không tính đến số lùi) Bởi vậy để tính toán sức bền trục ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1.

5.3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40CrMo Tôi cao tần để tăng cơ tính.

5.3.2 Chọn sơ bộ kích thước các trục.

Kích thước các trục hộp số được chọn sơ bộ như sau:

- Đường kính trục sơ cấp (Công thức 4.25, trang 53 TL 2): d 1 =5,3.√ 3 M emax

- Đường kính trục trung gian (Công thức 4.26, trang 53 TL 2): d2 = 0,45.A Đường kính trục thứ cấp: d = 0,45.A 3

- Chiều dài trục sơ cấp d 1 l 1

-Chiều dài trục thứ cấp và trục trung gian d l 2

5.3.3 Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục và chiều dài hộp số.

-Ổ bi đỡ trục sơ cấp: dxDxB ≈ 0,45.A x 0.9.A x 0,22.A Tra bảng Trị số (n.h)0,3, phụ lục 4 (TL 3 trang 167),

- Ổ bi đỡ phía sau trục thứ cấp: dxDxB ≈ 0,4.A x 0.9.A x 0,22.A

-Ổ bi đỡ đầu trước trục trung gian: xx dxDxB ≈ 0,3.A x 0.65.A x 0,2.A

-Ổ bi đỡ đầu sau trục trung gian: dxDxB ≈ 0,3.A x 0.72.A x 0,2.A

Cổ trục thứ cấp tựa lên trục sơ cấp:

D-đường kính ngoài ổ bi d-đường kính trong ổ bi

Khi tiến hành thiết kế sơ bộ, thông số xác định kích thước ngang của hộp số phụ thuộc vào các yếu tố sau:- Đường kính bánh răng- Bố trí bánh răng đảo chiều để vào số lùi.- Cơ chế gài số.

Chiều dài hộp số phụ thuộc vào chiều dài dãy bánh răng, ổ bi, ống gài số và bộ đồng tốc Kích thước chiều trục của các chi tiết chính có thể được chọn sơ bộ để phù hợp với chiều dài hộp số.

Chiều rộng vành răng: b=0,22.A Ống răng gài số hai đầu không đồng tốc: H = (0,3÷0,4).A Ống răng gài số hai đầu có đồng tốc: H = (0,4÷0,5).A

Chiều dài tổng cộng trung bình L của hộp số có thể chọn

-Chọn sơ bộ chiều dài trục:

+ Chiều dài trục trung gian:

Ltg = b1 + b2 + b3 + b4 + ba + bl +BĐT1 + BĐT2 + a1 + a2 + a3 +a4 + a5+ a6+ c + ol1 + ol2+d

Trong đó; bi – chiều rộng bánh răng thứ i

BĐTi – chiều rộng của bộ đồng tốc thứ i

BĐT1: bề rộng của bộ động tốc nằm giữa bánh răng II và số III

BĐT2: bề rộng của bộ động tốc nằm giữa bánh răng số IV và bánh răng luôn ăn khớp (Za) a1 – khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của ổ lăn (đầu trục trung gian) đến mặt bên bánh răng luôn ăn khớp (Z’a) a2 – khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của bánh răng số I và ổ lăn cuối trục trung gian a3 – khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của hai bánh răng số I và số II a4 – khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của hai bánh răng số III và số IV a5 – khoảng cách giữa hai mặt bên của ổ lăn (cuối trục trung gian) đến mặt bên bánh răng lùi.

A6 – khoảng cách giữa bộ đồng tốc và bánh răng bl – chiều rộng của bánh răng số lùi c- khoảng cách giữa bộ đồng tốc và bánh răng ăn khớp ol1- bề rộng ổ lăn đầu trục trung gian ol2- bề rộng ổ lăn cuối trục trung gian d- phần dư cuối trục trung gian

5.3.4 Tính trục theo độ bền uốn.

Tại các tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn được xác định bằng các công thức sau: σ u =M u

W u moment chống uốn, vì trục đặc nên ta có W=0,1d 3

M u moment uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục, được xác định theo công thức:

Với M uX Moment uốn trong mặt phẳng ngang (yOz)

M uY Moment uốn trong mặt phẳng đứng (xOz)

Vậy ứng suất uốn tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiển bền uốn. Mômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [4]:

Tính đường kính trục xxii dj ≥ 3

Nếu đoạn bánh răng trụ răng nghiêng có lắp then thì nên tăng đường kính trục (5÷10)% tại vị trí lắp bánh răng nghiêng luôn ăn khớp bị động.

5.3.5 Tính trục theo ứng suất xoắn

M x là moment xoắn của trục trung gian

W u moment chống xoắn Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp được tính bằng công thức: σ th =√ σ u

 Ứng suất tổng hợp tại mặt cắt chứa bánh răng số 1: σ th =√ σ u

 Ứng suất tổng hợp tại mặt cắt chứa bánh răng luôn luôn ăn khớp: σ th =√ σ u

5.3.6 Chọn ổ bi đỡ trục hộp số

Trong hộp số ô tô thường dùng loại bi cầu hướng kính để đỡ trục Khi có lực hướng kính lớn nên dùng ổ bi đũa Nếu kích thước bị hạn chế nhưng lực hướng kính lớn thì có thể dùng ổ bi kim Khi lực hướng kính và lực dọc trục đều có giá trị lớn, nên dùng ổ bi côn. Ổ bi đỡ trục hộp số được chọn theo hệ số khả năng làm việc Đối với các ổ bi hướng kính và ổ đỡ chặn hướng kính, khả năng làm việc của chúng tính theo công thức 2.39 (TL3 trang 59):

C = Rtd.(n.h) K K K 0,3 k d t Đối với ổ bi đỡ chặn:

Với: C – hệ số khả năng làm việc của ổ bi n – số vòng quay tính toán của trục mà trên đó lắp ổ bi

Số vòng quay n được xác định cho xe du lịch khi chạy với vận tốc 50 km/h và xe tải với vận tốc 30 km/h

Kk – hệ số phụ thuộc vào vòng trong hay vòng ngoài của ổ bi quay Đối với ổ bi cầu, khi vòng trong quay chọn K = 1; khi vòng ngoài quay chọn K = 1,1.k k Đối với các ổ bi khác chọn K = 1,35k

K – hệ số tính đến tải trọng động tác dụng lên ổ bi, chọn như sau:đ

+ Va đập mạnh K = 1,5đ Đối với các ổ bi trong hệ thống truyền lực ô tô (tính từ hộp số đến bánh răng chủ động truyền lực chính), hệ số tải trọng động lấy K = 1, các ổ bi từ bánh răng bịđ động truyền lực chính đến bánh xe K = 1,2÷1,25đ

Kt- Hệ số tính ảnh hưởng nhiệt độ đến thời gian làm việc của ổ bi, đối với hộp số ô tô ta lấy K = 1t h- Thời gian làm việc của ổ bi tính theo giờ, thời gian làm của ổ bi có thể cho trước hoặc xác định theo công thức 2.40 (TL 3 trang 59) h= S

V tb : Vận tốc trung bình của ô tô (km/h).

S : Quãng đường chạy của ô tô giữa 2 kì đại tu

R tđ : Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ bi công thức 2.41 (TL3 trang 59)

R tđ=α 3,33 √ α 1 β 1 R1 3,33 +α 2 β 2 R2 3,33 +…+ α n β n Rn 3,33 α : Hệ số sử dụng momen xoắn cực đại của động cơ cho trong bảng 2.8 (TL3 trang 60)

Với α 1 , α 2, … α n lần lượt là hệ số thời gian làm việc của ổ bi ở các tay số 1,2,…,n. Các hệ số được chọn trong bảng 2.9 (TL 3 trang 60 ) xxiv

Với β 1, β 2,… β n lần lượt là tỉ số vòng quay của ổ bi ở các tay số 1,2,…n với số vòng quay của ổ bi ở số truyền thẳng.

Với R1, R2 , … Rn lần lượt là tải trọng hướng kính quy lẫn lực tác dụng lên ổ bi ở các tay số 1,2,…n

Tra bảng Trị số (n.h) , phụ lục 4 (TL 3 trang 167), 0,3

Sau khi xác định được hệ số khả năng làm việc của ổ bi, chọn ổ bi thích hợp thỏa mãn điều kiện: C < Cb

Với C là hệ số khả năng làm việc của ổ bi cho trong bảng tiêu chuẩn.b

Tính bền bánh răng

Bánh răng của hộp số ôtô tính toán theo uốn và tiếp xúc

5.4.1 Tính toán và kiểm tra sức bền uốn bánh răng. Để tính toán sức bền uốn của các bánh răng ta áp dụng công Lewis sau: σ u = P K b t n y (CT-4.12 TL1)

- Cho bánh răng trụ răng thẳng:

- Cho bánh răng trụ răng nghiêng:

❑ u =0,24.P b m n y (công thức 4.17, trang 53 TL2) Trong đó:

Lực vòng tác động lên răng tại tâm ăn khớp phụ thuộc vào bề rộng răng, bước răng pháp tuyến và hệ số dạng răng Bề rộng răng là khoảng cách giữa hai mặt bên của răng, bước răng pháp tuyến là khoảng cách giữa hai mặt cắt pháp tuyến của răng, còn hệ số dạng răng là một giá trị không thứ nguyên để tính toán ứng suất trên răng.

K – Hệ số bổ sung: tính đến sự tập trung ứng suất ở răng, độ trùng khớp khi các răng ăn khớp, ma sát bề mặt tiếp xúc, biến dạng ở các ổ đỡ và trục

- Lực vòng P tác dụng lên răng được xác định:

M - Mômen xoắn tác dụng lên bánh răng đang tính

M = Memax.i. i - Tỷ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang tính

 - Hiệu suất truyền lực kể từ động cơ đến bánh răng đang tính

- Bề rộng b của răng đối với răng thẳng chọn như sau: b = (4,4÷7).m, đối với răng xiên chọn trong khoảng b = (7÷8,6).m n

Trong đó: m – môđun của bánh răng trụ răng thẳng: mn - môđun pháp tuyến của bánh răng trụ răng nghiêng

- Trong trường hợp răng thẳng thì t , được thay bằng t và chúng ta có:n t=.m t = mn  n (CT-4.13 TL1)

- Hệ số dạng răng y đối với cặp bánh răng không điều chỉnh được chọn theo bảng 4.1 (TL1):

Cắt bằng dao phay đĩa hoặc dao phay ngón

Cắt bằng dao phay lăn răng hoặc dao sọc thanh răng

Mài bằng đá mài đĩa

80 0,158 0,159 0,159 0,14 Đối với răng thẳng lấy số răng Z thực tế để chọn, còn đối với răng nghiêng chọn theo số răng tương đương Ztd.

Z td = Z cosβ 3 (CT-4.14 TL1) Trong đó:

Z - sổ răng thực tế của bánh răng

 - góc nghiêng đường răng của bánh răng trụ răng nghiêng

Nếu cặp bánh răng có điều chỉnh, hệ số dạng răng được tính: y điều chỉnh =y 1+. f o (CT-4.15 TL1) Trong đó: y – Hệ số dạng răng tiêu chuẩn (bảng 4.1 TL1)

 – Hệ số tra ở (bảng 4.1 TL1) theo Z hoặc Z td

 – Hệ số điều chỉnh răng fo – Hệ số chiều cao đầu răng.

Nếu góc ăn khớp 20° và chiều cao của răng khác 2,25.m thì hệ số dạng răng  phải nhân thêm hệ số hiệu đính a: a=a a h

Trong đó: ah - hệ số chiều cao, a h¿2,25.m h a - hệ số góc ăn khớp h - chiều cao răng m - môduyn

= 25° thì a = 1,23 Cho bánh răng cụt có chiều cao đầu răng h’ = 0,8 m thì hệ số dạng răng y tìm ra theo cách trên đây còn phải nhân thêm 1,14 Ứng suất uốn cho phép [ ] trình bày ở (bảng 4.2 TL1)u

1 Bánh răng trụ thẳng cho số 1 và số lùi 400 850

2 Bánh răng trụ nghiêng dùng cho các số cao và cặp bánh răng luôn ăn khớp

Hệ số bổ sung K cho bánh răng trụ răng thẳng là 1,12 và cho bánh răng trụ răng nghiêng là 0,75. xxviii

Thay các giá trị K ở trên và bước răng t hoặc t từ (4.13) công thức vào công thứcn

(4.12) để tính , sau khi đơn giản ta có:u

Cho bánh răng trụ răng thẳng:

Cho bánh răng trụ răng nghiêng:

Như vậy các bánh răng phải thỏa mãn điều kiện ❑ u < [ ]¿ u ¿.

5.4.2 Tính toán kiểm tra theo ứng suất tiếp xúc bánh răng.

Mức độ hao mòn răng của các bánh răng phụ thuộc vào giá trị ứng suất tiếp xúc tại tâm ăn khớp Ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức Hert-Beliaev:

N - Lực tác dụng vuông góc lên mặt tiếp xúc giữa các răng ăn khớp (MN).

tx - Có đơn vị là MN/m2. bo - Chiều dài đường tiếp xúc của các răng (m).

1,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 dấu “-” Đối với bánh răng trụ thẳng:

P - Lực vòng tác dụng lên bánh răng (MN)

B - Bề rộng bánh răng (m) Đối với báng răng trụ răng nghiêng; với góc nghiêng đường răng là :

N= P cosα cosβ;b o = b cosβ (CT-4.20 TL1)

Thay các giá trị (4.19) và (4.20) vào (4.18) ta có công thức chung cho bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng:

Muốn xác định tại tâm ăn khớp chúng ta phải lấy tx 1,2 tại tâm ăn khớp. Cho bánh răng trụ răng thẳng:

Cho bánh răng trụ răng nghiêng:

❑1=r 1 sinα cosβ 2 ,❑2=r 2 sinα cosβ 2 (CT-4.23 TL1) Ở đây:

- r , r - Bán kính vòng tròn lăn của bánh chủ động và bị động.1 2 Ứng suất tiếp xúc thông thường được xác định theo chế độ tải trọng trung bình. Lực vòng P được tính bằng công thức:

P=γ M emax i r (CT-4.24 TL1) Trong đó:

- xác định theo đồ thị kinh nghiệm.

Thông thường xe chỉ sử dụng một phần mô men cực đại, nên thường chọn γ = 0,5 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σtx] trên bề mặt răng khi chế độ tải trọng ở trục sơ cấp hộp số là 0,5Mômen cực đại được trình bày ở Bảng 4.3 TL1.

Loại bánh răng [ σ tx ] (MN/m ) 2

1 Bánh răng dùng cho số 1 và số lùi 1900 2000 950 

2 Bánh răng luôn ăn khớp và các bánh răng ở các số cao

Bánh răng hộp số của xe du lịch và xe tải có tải trọng dưới 20kN thường được tôi nitơ để tăng độ cứng Mặt khác, bánh răng của xe tải với tải trọng lớn hơn 20kN và bánh răng xe buýt thường được tôi cacbon để tăng độ bền và khả năng chống mài mòn.

Như vậy các bánh răng phải thỏa mãn điều kiện σ tx ≤ [ σ tx ]

Với việc chọn vật liệu các cặp bánh răng hợp lí ta thấy ứng suất tiếp xúc sẽ không vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép với hệ số an toàn cho phép.

Tính Toán Bộ Đồng Tốc

Khi sang số, cho dù đã tách ly hợp nhưng do quán tính nên các bánh răng vẫn còn quay với các vận tốc góc khác nhau, nếu gài vào nhau thì sinh lực va đập Để khắc phục hiện tượng trên và đơn giản hóa các quá trình thao tác của tài xế, người ta dùng bộ đồng tốc.

Xét trường hợp chuyển từ số cao về số thấp để tìm hiểu nguyên lý và phân tích lực (hình5.6).

Hình 5.6 Cấu tạo của bộ đồng tốc

1,4 Bánh răng; 2 Chốt : 3 Ống răng: 5 Bi

6 Ông gạt : 7 Ống lồng : 8 Trục a) Giai đoạn dịch chuyển tự do: (lúc mặt côn của ống lồng 7 chưa tiếp xúc với mặt côn của bánh răng 4)

Vì vòng gạt 6 liên kết cứng với ống răng 3 và ống này lại liên kết đàn hồi với ống lồng 7, cho nên khi gạt 6 về phía bánh răng 4, cả khối chi tiết 6-2- 3-5-7 đều dịch chuyển Khi hai mặt còn tiếp xúc với nhau thì tạm thời dừng lại và bắt đầu giai đoạn hai b) Giai đoạn chưa đồng tốc:

Do tác dụng của đà quán tính nên ông răng 3 vẫn còn quay với tốc độ góc của số cũ: xxxii ω 3 =ω m i c

3 - Vận tốc góc của ống răng

m - Vận tốc góc của trục ic– Tỉ số truyền số cao

Trong khi đó bánh răng 4 luôn luôn ăn khớp với bánh răng của trục trung gian và bởi vậy: ω 4=ω m i t

4 - Vận tốc góc của bánh răng 4 it - Tỉ số truyền số thấp

Bởi vì i < i nên > c t 3 4 Ống lồng 7 vừa có liên hệ với bánh răng 4 vừa có liên hệ với ống răng 3 nên tốc độ góc của nó là nằm trong giới hạn:7

Kết quả là chốt 2 bị hãm trong hốc của ống 7 và ống răng 3 không dịch chuyển được nữa

Ta phân tích lực để thấy được vì sao chốt 2 hăm: Dưới tác dụng của lực ép chiều trục Q (lực tác dụng của người lái thông qua cơ cấu đòn bẩy chuyển đến), tình trạng chịu lực của 3 chi tiết sẽ như hình minh họa.

Hình 5.7 Sơ đồ chịu lực của các chi tiết 2,4,7

Trong giai đoạn chưa đồng tốc mặt côn của ống lồng 7 trượt trên mặt còn của bánh răng 4, nên giữa chúng có lực ma sát H.N, trong đó:

 - góc nghiêng của một côn

Lực ma sát sẽ cân bằng với lực vòng P tác dụng tương hỗ giữa chi tiết 7 và

 - Hệ số ma sát r,r1 – Bán kính điểm đặt lực

Thay N bằng biểu thức (4.35) ta có : xxxiv

P=μ Q 1 r r 1 sinα (CT-4.36 TL1) Tại mặt xiên góc của cổ vuông chốt 2 tác dụng một phản lực Q phân tích  từ P:

Q= P tanβ (CT-4.37 TL1) Lực Q chính là lực hãm cổ vuông B của chốt 2 trong hốc A của ống lồng 7, do đó Q phải thỏa mãn điều kiện hãm sau đây:

1 sinα (CT-4.38 TL1) tg < r sin a (4.38) ẞ ₁

Biểu thức (4.38) là cơ sở để thiết kế góc B đủ để hãm chốt 2 và giữ không cho ống răng 3 dịch chuyển khi chưa đồng tốc c) Giai đoạn đồng tốc:

Do ma sát nên đà quán tính dần dần bị triệt tiêu và cuối cùng

3 = 7 = 4  Khi đã đồng tốc thì lực ma sát LN cũng không còn nữa và do đó lực hãm bằng không Tay của người lái chỉ tác dụng nhẹ là đủ để thắng định vị lò xo bị 5 và gạt ống răng 3 ăn khớp với vành răng của bánh răng 4 một cách êm dịu vì chúng đã đồng đều vận tốc góc

Khi thiết kế thường chọn hệ số ma sát i = 0,05÷0,1, góc nghiêng =7 ÷12 , 0 0 Q1=(4:9).(50-100)N, tỷ số truyền của cần số:4÷9, lực tác dụng lên cần số :50÷100 N.