Luận văn tốt nghiệp Đại học - Tính toán, thiết kế hộp số tự động bánh răng hành tinh 3 cấp cho ô tô 4 chỗ ngồi dẫn động cầu trước

Tính toán theo thông số cho trước (các giới hạn cho phép) Thiết kế bánh răng hành tinh, đĩa ma sát, piston đẩy, thân hộp số tự động, ... Phác thảo ý tưởng qua bản vẽ

Công dụng của hộp số

1.3 Phân loại hộp số 1.3.1 Theo đặc tính truyền moment:

1.3.2 Theo đặc điểm môi trường truyền moment:

1.3.3 Theo phương pháp dẫn động điều khiển hộp số:

1.4 Chọn kiểu hộp số 1.4.1 Chọn phương án điều khiển:

1.4.2 Chọn phương án bánh răng 1.4.3 Biến mô thủy lực (BMM) 1.5 Chọn sơ đồ động học

1.5.1 Sơ đồ động học 1.5.2 Nguyên lí hoạt động CHƯƠNG 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG 3 CẤP TRÊN Ô TÔ 4 CHỖ DẪN ĐỘNG CẦU TRƯỚC

2.1 Thông số cho trước của ô tô 2.2 Tính toán thiết kế hệ bánh răng hộp số

2.2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp số

Phân loại hộp số

1.3.2 Theo đặc điểm môi trường truyền moment:

1.3.3 Theo phương pháp dẫn động điều khiển hộp số:

Thông số cho trước của ô tô

2.2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp số

2.2.2 Yêu cầu đối với bánh răng hộp số

2.2.3 Kết cấu bánh răng hộp số 2.2.4 Chọn vật liệu cho bánh răng hộp số 2.2.5 Tính toán thiết kế bánh răng theo điều kiện bền

2.2.5.1 Hệ bánh răng hành tinh 2 2.2.5.2 Hệ bánh răng hành tinh 1 2.2.6 Các thông số cơ bản của bánh răng hộp số ô tô 2.3 Tính toán, thiết kế ly hợp và phanh cho hộp số ô tô

2.3.1 Tính toán, thiết kế ly hợp cho hộp số ô tô 2.3.2 Tính toán, thiết kế phanh cho hộp số ô tô

2.3.2.1 Phanh B1 2.3.2.2 Phanh B2 2.4 Tính toán, thiết kế trục cho hộp số ô tô

2.4.1 Tính toán, thiết kế trục sơ cấp hộp số ô tô 2.4.2 Tính toán, thiết kế trục thứ cấp hộp số ô tô 2.5 Tính toán, thiết kế then trục cho hộp số ô tô

2.5.1 Trục bánh răng mặt trời số 1 2.5.2 Trục bánh răng mặt trời 2 2.5.3 Trục thứ cấp bánh răng bao 2.6 Tính toán, thiết kế ổ bi

2.6.1 Tính toán, thiết kế ổ bi trục sơ cấp hộp số 2.6.2 Tính toán, thiết kế ổ bi trục thứ cấp hộp số

2.7 Tính toán, thiết kế khớp một chiều cho hộp số CHƯƠNG 3

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 3.1 Kết luận

3.1.1 Kết quả đạt được 3.1.2 Hạn chế

3.2 Kiến nghị 3.2.1 Về phía nhà trường 3.2.2 Về phía sinh viên

8.2 Giới hạn của đề tài: Tính toán, thiết kế hệ bánh răng hành tinh hộp số tự động 3 cấp, không tính toán, thiết kế biến mô men thủy động, hệ thống thủy lực và điều khiển tự động

9 Phương pháp thực hiện đề tài:

Các tài liệu tham khảo, các mô hình cấu tạo của hộp số tự động bánh răng hành tinh trong phòng thực hành ô tô

Tuần Nội dung thực hiện

1 Đăng kí đề tài và lập đề cương 2 Chương 1: Phương án thiết kế

3 Chương 2: Tính toán, thiết kế hộp số tự động 3 cấp số cho ô tô 4 chỗ ngồi dẫn động cầu trước

10 Chương 2: Tính toán, thiết kế hộp số tự động 3 cấp số cho ô tô 4 chỗ ngồi dẫn động cầu trước 11 Chương 3: Kết luận và kiến nghị 12 Vẽ các bản vẽ liên quan

13 Vẽ các bản vẽ liên quan

Bộ môn KTCK Cán bộ hướng dẫn Sinh viên

(Ký tên và ghi rõ họ tên) (Ký tên và ghi rõ họ tên) (Ký tên và ghi rõ họ tên)

Trước tiên chúng em xin cảm ơn sâu sắc đến cha mẹ đã cổ vũ, động viên, hỗ trợ về tinh thần cũng như tạo mọi điều kiện thuận lợi cho em hoàn thành tốt tiểu luận này

Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Thanh Tâm đã luôn quan tâm chỉ dạy, theo dõi, giúp đỡ tận tình trong suốt khoảng thời gian em thực hiện tiểu luận

Và hơn hết, chúng em xin bày tỏ lòng biết ơn trân trọng đến quý thầy cô trường Đại học Cần Thơ đã tận tình chỉ dạy, truyền đạt những kiến thức quý báo cho chúng em trong thời gian vừa qua để chúng em có đủ kiến thức, điều kiện để thực hiện đề tài này Đồng thời chúng em cũng rất biết ơn các cán bộ trực ở thư viện Trường Bách Khoa, trung tâm học liệu, phòng máy đã hỗ trợ giúp đỡ chúng em trong thời gian qua Đồng cảm ơn đến các tác giả trong các quyển sách báo, internet, anh chị đi trước đã tìm tòi, nghiên cứu đúc kết kinh nghiệm làm tài liệu để em có thể tham khảo trong quá trình thực hiện đề tài

Sau cùng tôi xin cảm ơn các bạn cùng lớp Cơ khí Ô tô, Trường Bách Khoa, trường Đại học Cần Thơ đã tận tình giúp đỡ, hỗ trợ cho tôi thực hiện tiểu luận này

Cần Thơ, ngày tháng năm 2023

(Ký và ghi rõ họ tên)

SVTH: Nguyễn Minh Trúng – ii –

LỜI CAM ĐOAN Đề tài “Tính toán, thiết kế hộp số tự động hành tinh 3 cấp trên ô tô con 4 chỗ cầu trước chủ động” được thực hiện bởi sinh viên Nguyễn Minh Trúng, là sinh viên ngành Cơ Khí Ô Tô, Khóa 45, thuộc Khoa Kỹ Thuật Cơ Khí, Trường Bách Khoa, Đại học Cần Thơ

Trong quá trình thực hiện luận văn tốt nghiệp, tuy bài còn nhiều thiếu sót do kiến thức còn hạn chế nhưng những nội dung trình bày trong quyển luận văn này là những hiểu biết, tìm kiếm, học hỏi từ nhiều nguồn kiến thức khác nhau Và là thành quả của em đạt được dưới sự hướng dẫn tận tình của thầy Trần Thanh Tâm

Em xin cam đoan rằng: những nội dung trình bày trong quyển luận văn này là kết quả nghiên cứu và làm việc của chính bản thân em chứ không phải là bản sao chép từ bất kỳ công trình nào trước đó Nếu không đúng sự thật, em xin chịu mọi trách nhiệm trước nhà trường

SVTH: Nguyễn Minh Trúng – iii –

Lý do chọn đề tài: “Tính toán, thiết kế hộp số tự động hành tinh 3 cấp trên ô tô con 4 chỗ cầu trước chủ động”

Hiện nay, cùng với sự phát triển của xã hội đặc biệt là nhu cầu đi lại của con người, thì ô tô là một trong những phương tiện được sử dụng phổ biến trong mọi ngành, mọi lĩnh vực khác nhau Nước ta cùng với sự đi lên của nền kinh tế quốc dân thì ô tô là phương tiện không thể thiếu, đáp ứng nhu cầu đi lại của nhân dân Do mức sống của con người ngày càng cao nên sự đòi hỏi về phương tiện và tiện nghi ngày càng khắt khe

Hộp số tự động hiện nay đang được ưa chuộng trên các dòng ô tô vì sự thuận tiện trong việc điều khiển, vận hành êm ái, không giật cục, dễ sử dụng, đáp ứng nhu cầu của người sư dụng Đặc biệt khi xe di chuyển trong thành phố phải giảm số và tăng số liên tục thì hộp số tự động sẽ giúp bạn cảm thấy thoải mái hơn Trong quá trình học tại trường, qua các lần học lý thuyết và thực hành trong trường đã giúp em hiểu rõ hơn về hộp số tự động

+ Tham khảo các tài liệu liên quan;

+Vận dụng phương pháp thực tế, thực hành tháo hộp số để nghiên cứu cấu trúc;

+ Tính toán, thiết kế bộ truyền cơ khí của hộp số tự động hành tinh 3 cấp

+ Xây dựng được phương án thiết kế gồm sơ đồ cấu tạo và nguyên lí hoạt động của hộp số;

+ Tính toán, thiết kế được bộ truyền cơ khí của hộp số tự động hành tinh 3 cấp Bao gồm tính toán các thông số cơ bản của hệ bánh răng hành tinh, các ly hợp, phanh, trục, then, ổ bi, khớp 1 chiều;

+ Thực hiện được các bản vẽ chi tiết, bản vẽ lắp của hộp số.

SVTH: Nguyễn Minh Trúng – iv –

TÓM TẮT ĐỀ TÀI iii

DANH MỤC TỪ VIẾT TẮT vii

1.1 Công dụng của hộp số 1

1.5 Chọn sơ đồ động học 6

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG 3 CẤP TRÊN Ô TÔ 4 CHỖ DẪN ĐỘNG CẦU TRƯỚC 8

2.1 Thông số cho trước của ô tô 8

2.2 Tính toán, thiết kế bánh răng hộp số ô tô 8

2.3 Tính toán, thiết kế ly hợp và phanh hành tinh 20

2.4 Tính toán, thiết kế trục cho hộp số 26

2.5 Tính toán, thiết kế then trục 29

2.6 Tính toán, thiết kế ổ bi 32

2.7 Tính toán, thiết kế khớp một chiều 35

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 38

Hình 1.1 Sơ đồ cấu tạo biến mômen 5

Hình 1.2 Đường đặc tính biến mô với cấp số 1 5

Hình 1.5 Sơ đồ động học của hộp số 6

Hình 2.1 Sơ đồ hệ bánh răng hành tinh 1 19

Hình 2.2 Sơ đồ cơ cấu khớp một chiều loại cam 35

Hình 2.3 Cơ cấu khớp một chiều loại cam của hộp số 37

SVTH: Nguyễn Minh Trúng – vi –

Bảng 2.1 Bảng thông số cơ bản của các bánh răng 19

Bảng 2.2 Bảng thông số ly hợp và phanh 25

Bảng 2.3 Bảng thông số trục 29

Bảng 2.4 Bảng thông số then 32

Bảng 2.5 Bảng thông số ổ bi 34

Danh mục từ viết tắt

SVTH: Nguyễn Minh Trúng – vii –

DANH MỤC TỪ VIẾT TẮT

KTCK: Kỹ thuật cơ khí TBK: Trường Bách Khoa BMM: Biến mômen Tr: Số trang

N: Neutral P: Park D: Drive S: Sport R: Reverse

Chương I: Phương án thiết kế

CHƯƠNG I PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1.1 Công dụng của hộp số

Hộp số là một cụm quan trọng của hệ thống truyền lực, cho phép thay đổi và phân chia tốc độ và mô men xoắn từ động cơ đến tới các cầu chủ động của ô tô Hộp số dùng để:

- Thay đổi tốc độ và mô men truyền (hay lực kéo) trên các bánh xe - Thay đổi chiều chuyển động (tiến hoặc lùi)

Tính toán, thiết kế bánh răng hộp số ô tô

2.2.1 Xác định tỷ số truyền hộp số ô tô

Tỷ số truyền các tay số:

M emax i 0 η tl (Tr26 [1]) Trong đó:

G a = (993 + 386) 9,81 ≈ 13528 N ψ max :Hệ số cản chuyển động lớn nhất của mặt đường ψ max = (0,35 − 0,5) đối với xe ô tô du lịch

Chọn ψ max = 0,5 để xe leo dốc với lực tối đa r bx : Bán kính làm việc của bánh xe Bán kính làm việc r bx = r b = r 0 λ λ: Hệ số kể đến biến dạng của lốp áp suất thấp λ = (0,945 − 0,95) Chọn λ = 0,95 r 0 = 55.185

Chương II: Tính toán, thiết kế hộp số tự động 3 cấp trên ô tô 4 chỗ ngồi dẫn động cầu trước

=> r bx = 292,25.0,95 = 277,6375 (mm) M emax : Moment quay cực đại của động cơ η tl : hiệu suất bộ truyền lực, đối với ôtô truyền lực chính 1 cấp η tl = 0,89 θ: hệ số vòng quay động cơ i 0 : tỷ số truyền của bộ truyền lực chính i 0 =θ r bx 2,65 @.0,2776375

=> 𝑖 ℎ1 ∗ = 3,94 Hộp số 3 cấp với cấp số 3 là truyền thẳng:

𝑖 ℎ3 ∗ = 𝑖 ℎ3 𝐾 = 1 Với K là tỉ số truyền từ biến mô, chọn K = 2 khi xe cần momen lớn nhất (số 1) K = 1,5 khi xe ở số 2

K = 1 khi xe cần momen nhỏ (số 3)

- Số răng bánh răng hành tinh được chọn theo phương trình sau:

𝑋 (𝐾 + 1) (Tr49 [1]) 𝑍 3 , 𝑍 𝑉 : Số răng của bánh răng trung tâm và của bánh răng bao

*Bộ bánh răng hành tinh số 2 - Tỉ số truyền số 2:

Số răng bánh răng hành tinh được chọn theo phương trình sau:

𝑋 (𝐾 + 1) 𝑍 2 , 𝑍 𝑉 : Số răng của bánh răng trung tâm và của bánh răng bao 𝑍 ℎ : Số răng của bánh răng hành tinh

Do tỉ số truyền 𝐾 2 của hệ là số lùi (bánh răng mặt trời 1 quay ngược chiều với bánh răng mặt trời 2), ta lấy −𝐾 2 đặt vào hệ phương trình, ta được:

{𝜔 1 − 𝐾 1 𝜔 𝑉 + (𝐾 1 − 1) 𝜔 𝐾 = 0 𝜔 2 + 𝐾 2 𝜔 𝑉 − (𝐾 2 + 1) 𝜔 𝐾 = 0 Do tỷ số truyền ở số 2 ta giữ bánh răng mặt trời 2 trong hệ nên 𝜔 2 = 0

𝜔 𝑉 = 1,32 là tỉ số truyền đầu ra trục thứ cấp hộp số khi xe hoạt động ở cấp số 2

𝐾 2 là tỉ số truyền bánh răng mặt trời và bánh răng bao ở bộ bánh răng hành tinh số 2

𝐾 1 = 2 là tỉ số truyền bánh răng mặt trời và bánh răng bao ở bộ bánh răng hành tinh số 1

2.2.2 Yêu cầu đối với bánh răng hộp số

- Đảm bảo độ cứng vững, độ bền làm việc - Làm việc không ồn, ăn khớp chính xác.

- Ta sử dụng bánh răng trụ có dạng răng thân khai

- Đối với bánh răng ở các số, ta sử dung bánh răng nghiêng do giảm tiếng ồn và truyền động êm dịu đảm bảo yêu cầu truyền động Tuy nhiên, bánh răng thân khai có nhược điềm là khó chế tạo và sinh ra lực dọc trục

2.2.4 Chọn vật liệu bánh răng

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ và bánh răng lớn là thép xêmentit hóa (20X):

2.2.5 Tính toán, thiết kế bánh răng theo điều kiện bền

Bánh răng hộp số ô tô được tính theo bền uốn và tiếp xúc:

- Tính theo bền uốn: Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng xác định theo công thức Lewis

K: hệ số bổ sung + K = 0,75 (Bánh răng nghiêng) + K = 1,12 (Bánh răng thẳng) t n : Bước răng pháp tuyến

+t n = π m n = π 2,75 ( Bánh răng trụ răng nghiêng ) +t n = π m = π 2,5 ( Bánh răng trụ răng thẳng ) P k : lực vòng tại tâm ăn khớp của bánh răng thứ k, (MN)

M k : Mômen tính toán cực đại được tính từ mômen cực đại của động cơ thông qua các tỷ số truyền tác dụng lên bánh răng tính toán r k : Bán kính vòng chia bánh răng thứ k, (m) b: Chiều rộng bánh răng (m) y k : Hệ số dạng răng đối với bánh răng không điều chỉnh góc ăn khớp α 20° và f 0 = 1 (ta chọn y = 1,360 do y thay đổi không ảnh hưởng quá nhiều đến kết quả) Đối với cặp bánh răng không điều chỉnh ta chọn theo số liệu, với cặp bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn theo số răng tương đương: (Bảng Tr31[1])

Z td = Z k cos 3 β Đối với bánh răng thẳng thì Z là số răng thực tế

- Tính theo bền tiếp xúc:

Hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc (áp suất) tại tâm ăn khớp Ứng suất tiếp xúc σ tx được xác định theo công thức Hert: σ tx = 0,418 √ N.E b

0 ( 1 ρ 1 + 1 ρ 2 ) (MN/mm 2 ) ≤ [σ tx ] ( Công thức Tr32[1] ) [σ tx ] = 1400 𝑀𝑁/𝑚 2

[σ] tx 2 ( 1 ρ 1+ 1 ρ 2) N: lực tác dụng vuông góc với mặt tiếp xúc (MN) Đối với bánh răng nghiêng có dạng thân khai với góc nghiêng β k ta có :

N = p k cos α.cos β (MN) ; b o = b cos β ( Công thức Tr32[1] ) Đối với bánh răng trụ răng thẳng:

N = P cos β ; b0 = b (Công thức Tr32[1]) b: chiều rộng bánh răng b 0 : Chiều dài tiếp xúc của các răng (m) P k : Lực vòng tác dụng lên bánh răng thứ k Thông thường đối với ôtô tính từ mômen toàn tải:

 Lực vòng thường chỉ lấy: P k = M u r k

E: Môđun đàn hồi (2,1.10 5 MN/m 2 ) ρ 1 , ρ 2 : Bán kính cong của bánh răng chủ động và phụ động tại điểm tiếp xúc

Bánh răng trụ thẳng: ρ 1 = r 1 sin α , ρ 2 = r 2 sin α

Bánh răng nghiêng: ρ 1 = r 1 sin α cos 2 β ; ρ 2 = r 2 sin α cos 2 β r 1 , r 2 : Bán kính vòng lăn bánh răng chủ động và phụ động

2.2.5.1 Hệ bánh răng hành tinh 2

Chọn sơ bộ 𝑍 ℎ2 = 17 để tránh hiện tượng cắt chân răng Chọn sơ bộ 𝛽 = 30° Để thỏa điều kiện đồng trục, ta sử dụng điều kiện đồng trục để tính số răng 𝑍 𝑉 − 𝑍 2 = 2 𝑍 ℎ2 ↔ 1,42 𝑍 2 − 𝑍 2 = 2.17 ↔ 0,42 𝑍 2 = 34

→ 𝑍 𝑉 = 81.1,42 = 115,02 = 115 răng Theo điều kiện lắp ghép ta có (Tr49 [1])

Kiểm tra điều kiện bền -Cặp bánh răng Z 2 và 𝑍 ℎ2 +Bền uốn

Do bánh răng mặt trời 2 tiếp xúc với 3 bánh răng hành tinh nên lực vòng 𝑃 2 chia cho 3

𝑍 2 là số răng bánh răng mặt trời số 2, 𝑍 2 = 81 răng 𝑚 là môđun bánh răng mặt trời số 2, 𝑚 = 1 mm 𝛽 là góc nghiêng răng, 𝛽 = 30,11°

(cos 30,11) 3 = 125,12 => y = 0,158 b ≥ P.K t n y k [σ u ] n = 1,77.10 −3 0,75 π.1.10 −3 0,158.350 = 0,0076(𝑚) = 8 (mm) -Bền tiếp xúc

Các thông số cần thiết:

N 2 = P 2 cos α cos β 2 = 1,77 10 −3 cos 20° cos 30,11° = 0,0022 MN p 2 = r 2 sinα cos 2 β 2 = 𝑍 2 𝑚

(cos 30,11°) 2 = 0,0045(m) Đối với ô tô, lực vòng P k tính từ momen toàn tải M tt = 0,5 M emax nên khi tính toán ta lấy N tt = 1

Suy ra b 0 = b cos β 2 ≥ 5,5 b ≥ 5,5 cos 30,11° = 4,8 mm Chọn bề dày b = 5 mm

-Cặp bánh răng Z V và 𝑍 ℎ2 +Bền uốn

𝑍 ℎ2 là số răng bánh răng hành tinh số 2, 𝑍 ℎ2 = 17 răng 𝑚 là môđun bánh răng hành tinh số 2, 𝑚 = 1 mm 𝛽 là góc nghiêng răng, 𝛽 = 30,11°

(cos 30,11°) 3 = 26,26 => y = 0,114 b ≥ P.K t n y k [σ u ] n = 1,7.10 −3 0,75 π.1.10 −3 0,114.350 = 0,00101(𝑚) = 11 (mm) -Bền tiếp xúc

N h2 = P h2 cos α cos β h2 = 1,7 10 −3 cos 20° cos 30,11°= 0,0021 MN p V = r V sinα cos 2 β V = 115.1

(cos 30,11°) 2 = 0,0045 (m) Đối với ô tô, lực vòng P k tính từ momen toàn tải M tt = 0,5 M emax nên khi tính toán ta lấy N tt = 1

Suy ra b 0 = b cos β h2 ≥ 3,7 b ≥ 3,7 cos 30,11° = 3,2 mm Chọn bề dày b = 5 mm

2.2.5.2 Hệ bánh răng hành tinh 1

Tính chính xác tỉ số truyền: 𝐾 1 = 𝑍 𝑉

-Tính bền cặp bánh răng 𝑍 1 và 𝑍 ℎ1 +Bền uốn

Do bánh răng mặt trời 1 tiếp xúc với 3 bánh răng hành tinh nên ta chia lực vòng 𝑃 1 cho 3

2.cos 𝛽, trong đó 𝑍 1 là số răng bánh răng mặt trời 1, 𝑍 1 = 59 răng 𝑚 môđun của bánh răng mặt trời 1, m = 1 (mm) 𝛽 là góc nghiêng răng, 𝛽 = 30,11°

(cos 30,11°) 3 = 91,13 => y = 0,158 b ≥ P.K t n y k [σ u ] n = 2,43.10 −3 0,75 π.1.10 −3 0,158.350 = 0,0902(𝑚) = 10 (mm) (thỏa điều kiện) +Bền tiếp xúc

N 1 = P 1 cos α cos β 1 = 2,43 10 −3 cos 20° cos 30,11°= 0,003 MN p 1 = r 1 sinα cos 2 β 1 = 59.1

Suy ra b 0 = b cos β h2 ≥ 8b ≥ 8 cos 30,11° = 6,9 mm Chọn bề dày b = 7 mm

-Tính bền cặp bánh răng 𝑍 ℎ1 và 𝑍 ℎ2 +Bền uốn

59 0,96 = 68,6 N.m = 68,6 10 −6 MN.m Do có 3 bánh răng hành tinh nên lực vòng 𝑃 ℎ1 chia cho 3

(cos 30,11°) 3 = 26,26 => y = 0,114 b ≥ P.K t n y k [σ u ] n = 2,33.10 −3 0,75 π.1.10 −3 0,114.350= 0,0139(𝑚) = 14 (mm) +Bền tiếp xúc

N 1 = P 1 cos α cos β 1 = 2,33 10 −3 cos 20° cos 30,11°= 0,0029 MN p 1 = r 1 sinα cos 2 β 1 = 59.1

Suy ra b 0 = b cos β h2 ≥ 8 b ≥ 8 cos 30,11° = 6,92 mm Chọn bề dày b = 7 mm

-Tính bền cặp bánh răng 𝑍 ℎ2 và 𝑍 𝑉

+Bền tiếp xúc Các thông số cần thiết:

N V = P V cos α cos β V = 2,33 10 −3 cos 20° cos 30,11°= 0,0029 MN p V = r V sinα cos 2 β V = 115.1

Suy ra b 0 = b cos β V ≥ 5,1 b ≥ 5,1 cos 30,11° = 4,4 mm Chọn bề dày b = 5 mm

2.2.6 Các thông số cơ bản của bánh răng hộp số ô tô

- Bánh răng ăn khớp ngoài

Modun: m n = 1 Chiều cao răng: h = 2,25 m n = 2,25.1 = 2,25 (mm) Độ hở hướng tâm: c = 0,25 m n = 0,25.1 = 0,25 (mm) Đường kính vòng chia (vòng lăn) : (Tr36 [2]) d c i =m n z i cosβ mm Đường kính vòng đỉnh: D ei = d c i + 2 m n (mm) Đường kính vòng chân: D i = d c i − 2 m n − 2 c (mm) - Bánh răng ăn khớp trong Đường kính vòng chia răng d c i1 = m n z i cosβ ; d c i2 = m n z i cosβ Đường kính vòng đỉnh răng D ei1 = d c i1 + 2 m n (mm)

D ei2 = d c i2 − 2 m n (mm) Đường kính vòng chân răng D i1 = d c i1 − 2 m n − 2 c (mm) D i2 = d c i2 + 2 m n + 2 c (mm)

Bảng 2.1 Bảng thông số cơ bản của các bánh răng

Góc nghiêng răng (β) Đường kính vòng chia (dc) Đường kính vòng đỉnh (De) Đường kính vòng chân (Di)

- Tọa độ bánh răng hành tinh 1

Hình 2.1 Sơ đồ hệ bánh răng hành tinh 1

Ta có đoạn AC = rh2 = 19,65 mm OA = OC – CA = rV - rh2 = 66,47 – 9,825 = 56,645 mm AB = rh2 + rh1 = 2.rh2 = 2.9,825 = 19,65 mm

OB = rh1 + r1 = 9,825 + 34,1 = 43,925 mm Theo hệ quả của định lí Côsin ta có

Vậy từ O, ta vẽ đường thẳng lệch một góc 17,25° so với OA và chiều dài đoạn này là OB = 43,925 mm

Tính toán, thiết kế ổ bi

2.6.1 Tính toán, thiết kế ổ bi trục sơ cấp hộp số 2.6.2 Tính toán, thiết kế ổ bi trục thứ cấp hộp số

Tính toán, thiết kế khớp một chiều

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 3.1 Kết luận

3.2 Kiến nghị 3.2.1 Về phía nhà trường 3.2.2 Về phía sinh viên

Kết luận

Kiến nghị

CHƯƠNG I PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

1.1 Công dụng của hộp số

Hộp số là một cụm quan trọng của hệ thống truyền lực, cho phép thay đổi và phân chia tốc độ và mô men xoắn từ động cơ đến tới các cầu chủ động của ô tô Hộp số dùng để:

- Thay đổi tốc độ và mô men truyền (hay lực kéo) trên các bánh xe - Thay đổi chiều chuyển động (tiến hoặc lùi)

- Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ truyền lực trên một số ô tô, chức năng thay đổi mô men truyền có thể được đảm nhận nhờ một số cụm khác (hộp phân phối, cụm cầu xe) nhắm tăng khả năng biến đổi mô men đáp ứng mở rộng điều kiện làm việc của ô tô

Hộp số đảm bảo các yêu cầu sau:

- Có tỷ số truyền thích hợp để đảm bảo chất lượng động lực học và tính kinh tế nhiên liệu cua ôtô

- Có khả năng chích công suất ra ngoài để dẫn động các chi tiết phụ

- Điều khiển sang số đơn giản, nhẹ nhàng

- Hiệu suất truyền động cao - Kết cấu đơn giản dễ bảo dưỡng

1.3 Phân loại hộp số a Theo đặc tính truyền moment:

-Hộp số vô cấp -Hộp số có cấp -Hộp số kết hợp vô cấp và có cấp b Theo đặc điểm môi trường truyền moment:

-Hộp số cơ khí -Hộp số loại thủy lực -Hộp số loại điện

-Hộp số loại liên hợp c.Theo phương pháp dẫn đôngk điều khiển hộp số:

-Điều khiển bằng tay -Điều khiển tự động -Điều khiển bán tự động d.Phân loại theo hộp số cơ khí có cấp -Theo số lượng trục chia ra hộp số đồng trục, hai trục, ba trục

-Theo đặc điểm bố trí trục: trục ngang, trục dọc -Theo đặc tính động học của trục bao gồm hộp số có trục cố định hoặc di động

1.4.1 Chọn phương án điều khiển

Tiêu đề	Tính toán, thiết kế hộp số tự động bánh răng hành tinh 3 cấp trên ô tô con 4 chỗ dẫn động cầu trước
Tác giả	Nguyễn Minh Trúng
Người hướng dẫn	ThS. Trần Thanh Tâm
Trường học	Trường Đại học Cần Thơ
Chuyên ngành	Cơ khí Ô tô
Thể loại	Luận văn tốt nghiệp
Năm xuất bản	2023
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	61
Dung lượng	1,67 MB