Đồ Án tính toán Ô tô Đồ Án thiết kế hộp số Ô tô

Theo sơ đồ động học hộp số có cấp chia ra thành các loại:  Hộp số với một cặp bánh răng ăn khớp.. Ưu và nhược điểm của các loại hộp số  Tỉ số truyền đảm bảo tính chất động lực và tính

TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ

Công dụng

Hộp số ô tô/máy kéo tăng lực kéo ở tốc độ thấp, khắc phục hạn chế vòng quay tối thiểu của động cơ đốt trong Hộp số cũng hỗ trợ xe chạy lùi và ngắt kết nối động cơ Thiết kế hộp số đòi hỏi tuân thủ quy trình nghiêm ngặt để lựa chọn hộp số phù hợp với động cơ và tiêu chuẩn kỹ thuật.

Phân loại hộp số

Có 2 loại hộp số: Hộp số có cấp và hộp số vô cấp.

Theo sơ đồ động học hộp số có cấp chia ra thành các loại:

 Hộp số với một cặp bánh răng ăn khớp.

 Hộp số có số truyền thẳng.

 Hộp số với nhiều cặp bánh răng ăn khớp.

 Theo số lượng cấp tiến có thể chia ra: loại 3 cấp, 4 cấp và 5 cấp.

 Theo đường trục có thể chia ra hộp số bình thường (trục cố định) và hộp số hành tinh (trục chuyển động).

Theo phương pháp tạo thành momen xoắn:

 Truyền động thủy lực: gồm truyền động thủy lưu và truyền động thủy tĩnh.

Theo phương pháp điều chỉnh số truyền:

 Loại tự điều chỉnh bên trong cơ cấu

 Loại điều chỉnh nhờ tác dụng của ngoại lực

 Loại hỗn hợp các phương pháp điều chỉnh.

Ưu và nhược điểm của các loại hộp số

 Tỉ số truyền đảm bảo tính chất động lực và tính kinh tế khi làm việc.

 Không sinh ra các lực va đập trên hệ thống truyền lực.

 Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực.

 Kết cấu đơn giản và điều khiển dễ dàng.

 Làm việc không ồn và hiệu suất cao.

Hầu hết ô tô hiện đại sử dụng hộp số với trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, tối ưu kích thước và trọng lượng nhờ tỷ số truyền lớn, góp phần giảm trọng lượng tổng thể xe Thiết kế này đáp ứng đầy đủ yêu cầu vận hành của ô tô.

Trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, cho phép tạo số truyền thẳng, gài cứng hai trục với nhau, mang lại hiệu suất cao nhất.

Hộp số 4 cấp phổ biến trên ô tô du lịch nhờ sự cân bằng giữa công suất động cơ và tiết kiệm nhiên liệu Tuy nhiên, tăng số cấp số mặc dù cải thiện tốc độ trung bình lại dẫn đến hộp số phức tạp, cồng kềnh và khó vận hành, trong khi ổ bi trục thứ cấp chịu áp lực căng thẳng đáng kể.

Yêu cầu của hộp số có cấp

 Đảm bảo điều khiển ôtô - máy kéo dễ dàng và đơn giản, người lái đỡ mệt hơn.

 Đảm bảo chất lượng động lực kéo cao.

 Hiệu suất làm việc không bé hơn 0,8 – 0,87 Trọng lượng bé, hiện nay trọng lượng của bộ truyền thủy lực còn kém hộp số có cấp thông thường 4 – 5 lần

 Điều khiển ô tô nhẹ nhàng.

 Tăng tốc ô tô nhanh chóng và êm dịu.

 Nâng cao chất lượng kéo của ô tô và tính kinh tế nhiên liệu của chúng.

 Nâng cao được tính năng cơ động của ô tô.

 Giảm được tải trọng động lên hệ thống truyền lực của ô tô.

 Kết cấu phức tạp, đắt tiền hơn, đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, có hiệu suất truyền lực nhỏ hơn truyền động có cấp.

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ HỘP SỐ

Chọn tỉ số truyền của hộp số

Tỉ số truyền của hộp số ô tô được xác định bằng tính lực kéo ở các tay số Tỉ số truyền ih1 được xác định theo công thức: i h1 =G r bx Ψ max

Bài viết trình bày các thông số kỹ thuật quan trọng của xe ô tô gồm: trọng lượng toàn bộ xe (G, N); hệ số cản chuyển động lớn nhất (Ψmax); bán kính bánh xe tính đến biến dạng lốp (rbx, m); tỉ số truyền của truyền lực chính (i0); và hiệu suất truyền lực (ηtl = 0,93).

Bán kính bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp rbx được tính theo công thức: r bx =1

Trong đó: r0 - Bán kính thiết kế (mm).

B - Bề rộng của lốp (mm). d - Đường kính vành bánh xe (mm).

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

2,65 =4,551Trong đó: Θ - Hệ số vòng quay của động cơ. Đối với xe tải : θ@ ÷ 50 Chọn θ@

Tỷ số truyền hộp số cơ khí: 5 cấp với số V là số truyền tăng và số IV là số truyền thẳng thì: i h 2 =√ 3 i h1 2 = √ 3 2,497 2 =1 , 84 i h 3 =√ 3 i h 1=√ 3 2,497=1,356 i h4 =1 ( đây là cấp số truyền thẳng) i h 5 = 1

Chọn sơ đồ động học hộp số

Hình 2.1 Sơ đồ nguyên lý

Sơ đồ minh họa hộp số ba trục năm cấp (không gồm số lùi) sử dụng bộ đồng tốc cho các số tiến và cơ cấu dịch chuyển bánh răng thẳng khi gài số lùi.

Chọn các thông số kết cấu cơ bản của hộp số

2.3.1 Chọn khoảng cách giữa các trục (A)

Khoảng cách trục A của hộp số có thề được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau:

Trong đó: M emax - Momen xoắn cực đại của động cơ (Nm). a - Hệ số kinh nghiệm Đối với xe du lịch: a = 14,5 ÷ 16 Chọn a = 16

2.3.2 Chọn môđun pháp tuyến của bánh răng

Có thể tính theo công thức kiểm nghiệm sau: m n =(0,032÷0,040) A¿(0,032÷0,040).90 ¿ ¿)

2.3.3 Chọn bề rộng của các bánh răng hộp số

Có thể chọn theo công thức kinh nghiệm: b ≈(0,18÷0,24) A=(0,18÷0,24).90¿(16,2÷21,6) mm

2.3.4 Xác định số răng của các bánh răng, Z i

Xác định số răng bánh răng chủ động (Za), tỉ số truyền cặp bánh răng chính (ia) và các cặp bánh răng khác (ii) để tính số răng các bánh răng sơ cấp, thứ cấp và trung gian.

Số răng bánh răng chủ động Za , Chọn Z a = 18 răng.

Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp theo công thức sau: i a =2.A cosβ a m n Z a −1=2.90.cos30

3.18 −1=1,87 Trong đó: i a - tỉ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp, (i a =1,6÷2,5). β a - góc nghiêng răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp. Đối với ô tô du lịch: β a 0 ° ÷45 ° Chọn β a 0 °

Số răng của bánh răng bị động của cặp bánh răng của cặp bánh răng Z a ':

Tính chính xác lại tỉ số truyền: i a =Z a '

Tỉ số truyền của các cặp bánh răng từ số 1, 2, 3, 4, 5 và số lùi: i 1 =i h 1 i a =2,497

1,88 =0,392 Xác định số răng của các bánh răng trên trục trung gian:

3.(1+0,392)7,35 Chọn Z 57răng. Để triệt tiêu lực dọc trục trên trục trung gian, cần phải xác định lại góc nghiêng răng của các bánh răng: tg β 1 = Z 1

34 tg30 ° ⇒β 5 2,14 ° Với β 1 , β 2 , β 3 , β 4 , β 5 góc nghiêng của các bánh răng số 1, 2, 3, 4, 5.

Để xác định chính xác số răng bánh răng trên trục trung gian, ta cần tính toán dựa trên góc nghiêng và làm tròn kết quả thành số nguyên dương Công thức tính toán là: z₁ = 2.A.cosβ₁ / mn.(1+i₁).

Hộp số thiết kế có các bánh răng bị động với số răng tương ứng: z1' = 31 răng (i1 = 1), z2' = 26 răng (i2 ≈ 2), z3' = 22 răng (i3 ≈ 3), z4' = 18 răng (i4 ≈ 4), và z5' = 15 răng (i5 ≈ 7), được tính toán dựa trên tỉ số truyền.

Xác định lại góc nghiêng răng: cosβ 1 =m n ( z 1+z 1 ')

2 90 ⇒β 5 0° cosβ L =0 Sau khi xác định được số răng của các bánh răng, chúng ta phải tính lại tỉ số truyền cho từng cặp bánh răng. i h 1 =z a ' z 1 ' z a z 1 4.31

TÍNH TOÁN BỀN HỘP SỐ

Chế độ tải trọng tính toán

Khi tính toán bền các chi tiết và bộ phận của hộp số, mô ment tính toán thường được chọn từ mô ment lớn nhất của động cơ:

M t - Mô ment tính toán thứ k.

Mô men cực đại (Memax) là thông số quan trọng nhất của động cơ Hiệu suất truyền lực (ηhk) từ trục sơ cấp đến các chi tiết được tính toán cho từng số truyền (ihk) của hộp số (1, 2, 3,…, k).

 Momen tính toán của trục sơ cấp.

 Momen tính toán của trục trung gian.

Với i a - tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp.

 Momen tính toán của trục thứ cấp.

Tính toán bánh răng hộp số

3.1.1 Tính theo ứng suất uốn Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng được xác định theo công thức: σ u = P K b t n y

P - Lực vòng tác dụng lên răng tại tâm ăn khớp (MN).

Hệ số bổ sung K tính đến các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền răng như ứng suất tập trung, khớp ăn khớp, ma sát bề mặt, biến dạng ổ đỡ và trục Các thông số quan trọng khác bao gồm bề rộng răng (m), bước răng pháp tuyến (m) và hệ số dạng răng (y).

 Tính bánh kính vòng chia của bánh răng chủ động: r a =( m cos n Z a a )

 Lực vòng P tác dụng lên răng được xác định theo công thức sau:

 Cặp bánh răng luôn ăn khớp:

 Lực vòng tác dụng lên bánh răng chủ động:

 Hệ số bổ sung K được tính theo công thức sau:

K  - Hệ số tập trung ứng suất (răng nghiêng: 1,5; răng thẳng: 1,65).

K  - Hệ số trùng khớp được xác định theo độ trùng khớp tổng hơp

Như vậy, dựa trên số liệu vừa cho ta thừa nhận hệ số trùng khớpK  của bánh trụ răng nghiêng là 2, và bánh răng trụ răng thẳng 1,46.

 Đối với bánh trụ răng nghiêng. b=(7÷8,6)m s =(7÷8,6) m n cosβ

Trong đó: ms- Môđun mặt đầu của răng m s = m n cosβ.

 Bước răng pháp tuyến t n được tính như sau:

 Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: t n =π m n =3.π=9,42

 Đối với bánh răng trụ răng thẳng: t=π m=3.π=9,42

 Ứng suất uống cho phép

 Bánh răng chủ động luôn ăn khớp: σ u a = P a K b a t n y a = 1218,13.10 −6 0,75

Tính toán trục của hộp số

3.2.1 Chọn sơ bộ kích thước của trục

Chúng ta có thể tính kích thước sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm sau:

 Đối với trục sơ cấp: d 1 =(9 10) √ 3 M emax =(9÷10).√ 3 140F,73 51,92

Trong đó: d1 - Đường kính của trục sơ cấp (mm).

Memax- Mô men xắn cực đại của động cơ (Nm).

 Đối với trục trung gian và trục thứ cấp: d 2 ≈ d 3 0,45A=0.45.90@,5 d 2 @mm ;d 3 @mm

2 3 d , d - Đường kính trục trung gian, trục thứ cấp (mm).

A - Khoảng cách giữa các trục hộp số (mm).

B - Tỉ số giữa đường kính trục (d) và chiều dài trục (l) là:

 Đối với trục sơ cấp: d 1 l 1 =(0,1÷0,18)→ l 1 = d 1

 Đối với trục trung gian: d 2 l 2 =(0,1÷0,18)→ l 2 = d 2

 Đối với trục thứ cấp: d 3 l 3 =(0,18÷0,21)→ l 3 = d 3

Chọn l3 = 505 mm l1, l2, l3 - chiều dài của trục sơ cấp, trục trung gian và trục thứ cấp.

Thiết kế hộp số bao gồm xác định kích thước trục, vẽ sơ đồ bố trí, tính toán lực tác dụng lên trục, và cuối cùng là tính toán sức bền trục theo phương pháp cứng vững.

3.3.2 Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục, chiều dài hộp số Ổ bi đỡ trục sơ cấp: d × D × B ≈ 0,45A × 0,9A × 0,22A

Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung 36311 d × D × B = 80 x 170 x 39 (mm) Ổ bi đỡ phía sau trục thứ cấp: d × D × B ≈ 0,40A × 0,90A × 0,22A

Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung 36312 d × D × B = 75 x 160 x 37 (mm) Ổ bi đỡ đầu trước trục trung gian: d × D × B ≈ 0,3A × 0,65A × 0,2A

Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung 36312 d × D × B = 55 x 120 x 29 (mm) Ổ bi đỡ đầu sau trục trung gian: d × D × B ≈ 0,3A × 0,72A × 0,2A

Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung 36312 d × D × B = 55 x 120 x 29 (mm)

D - Đường kính ngoài ổ bi. d - Đường kính trong ổ bi.

Chiều rộng vành răng: b≈0,22.A ≈ 0,22 178,78187 ≈ 39,33mm

Chiều rộng ổ bi: B ≈ (0,2÷ 0,22).A ≈ (0,2÷ 0,22).178,78187 ≈ (35,76÷39,33)mm Ống răng gài số 2 đầu có đồng tốc:

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

Kích thước các bánh răng, trục hộp số sẽ được điều chỉnh chính xác sau khi tính kiểm nghiệm bền.

3.3.3 Tính toán bền trục hộp số

Tại vị trí A, B là ổ lăn, vị trí C là bánh răng luôn ăn khớp Za được đúc liền trục.

Lực dọc trục: Qa = Pa.tan βa = 11826,08696.tan 20 o = 4304,34364 N

Momen lực dọc trục: MQa = Qa.ra = 4304,34364.57,5

Hình 3.1 Lực tác dụng lên trục sơ cấp

Phương trình cân bằng: Σ F y =−R yA −R yB +R a =0 ΣM A =−135.R yB −M Qa +195R a =0 ΣR yA 2,48482N (Chiều ngược lại) ΣR yB G83,07165N

Phương trình cân bằng: ΣFFx = RxA - RxB + Pa = 0 ΣFMA = -135.RxB + 195.Pa = 0

Hình 3.3 Mặt phẳng Oxz trục sơ cấp Hình 3.2 Mặt phẳng Oyz trục sơ cấp

Hình 3.4 Biểu đồ nội lực trục sơ cấp

Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại B: d a ≥ √ 3 0,1 M thA σ th = √ 3 588897,2747

= 922512,8863 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại B: d B ≥ √ 3 0,1 M thB σ thB = √ 3 922512,8863

*Mômen tổng hợp tại bánh răng Za:

= 638792,7137 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 , ta tính được đường kính trục tại bánh răng Za: d a ≥ √ 3 0,1 M thC σ th = √ 3 638792,7137

- Kích thước trục tại vị trí A: 44 mm

- Kích thược trục tại vị trí ổ lăn B: 55 mm Ổ cỡ trung: 36311 có D = 120mm; B = 29mm; T = 29mm; r = 3mm

- Kích thước trục tại bánh răng Za: 65 mm

Lực tác dụng lên trục:

Ra’= Pa’.tan 20 o cosβ a 059,53487.tan 20 o cos20 = 3896,34992N

Hình 3.5 Lực tác dụng lên trục trung gian tay số 1

Phương trình cân bằng: ΣFFy = RyB - R1 - R’a + RyK= 0 ΣFMA = -60.R’a - M’Qa - 355.R1 + MQ1 + 565.RyK= 0

Phương trình cân bằng: ΣFFx = -RxB + P’a - P1 + RxK = 0 ΣFMA = 60.P’a - 355.P1 + 565.RxK = 0

Hình 3.6 Mặt phẳng Oyz trục trung gian tay số 1

= 1344319,342 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Za’:

Hình 3.7 Biểu đồ nội lực trục trung gian tay số 1 d a ' ≥ √ 3 0,1 M thC σ th = √ 3 1344319,342

= 3425214,507 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Z1: d 1 ≥ √ 3 0,1 M thF σ th = √ 3 3425214,507

Phương trình cân bằng: ΣFFy = RyB - R2 - R’a + RyK= 0 ΣFMA =-60.R’a - M’Qa - 240.R2 + MQ2 + 565.RyK= 0

Hình 3.9 Biểu đồ nội lực trục trung gian tay số 2

= 1356118,372 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Za’: d a ' ≥ √ 3 0,1 M thC σ th = √ 3 1356118,372

= 2588650,4 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Z2: d 2 ≥ √ 3 0,1 M thE σ th = √ 3 2588650,4 0,1.70 q,78 mm

= 1914510,53 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Z3: d 3 ≥ √ 3 0,1 M thD σ th = √ 3 1914510,53 0,1.70 d,91 mm

= 1319825,401 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Z5: d 5 ≥ √ 3 0,1 M thH σ th = √ 3 1319825,401

Ra’= Pa’.tan 20 o cosβ a 059,53487.tan 20 o cos2o = 3896,34992 N

RL = PL.tan 20 o cos0 o = 9869,42965 N Phương trình cân bằng: ΣFFy = RyB – PL - R’a + RyK= 0 ΣFMA =-60.R’a - M’Qa - 405.RL + 565.RyK= 0

Phương trình cân bằng: ΣFFx = -RxB + P’a – PL + RxK = 0 ΣFMA = 60.P’a - 405.PL + 565.RxK = 0

Hình 3.14 Lực tác dụng lên trục trung gian tay số lùi

Hình 3.15 Biểu đồ nội lực trục trung gian tay số lùi

= 1312012,161 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng Z’a: d a ' ≥ √ 3 0,1 M thC σ th = √ 3 1312012,161

= 3392236,733 Nmm Với ứng suất tổng hợp cho phép [σσth] = 70 N/mm 2 ,ta tính được đường kính trục tại bánh răng ZR: d R ≥ √ 3 0,1 M thG σ th = √ 3 3392236,733

Từ kết quả tính toán, ta chọn đường kính trục cho từng bánh răng như sau:

Bảng 3.1 Đường kính các bánh răng trục trung gian

Trục trung gian da’ 35 mm d1 50 mm d2 40 mm d3 40 mm d5 35 mm dL’ 40 mm

3.3.4 Chọn ổ bi đỡ trục hộp số

Ô tô thường sử dụng ổ bi đỡ chặn cho trục Lực hướng kính lớn cần dùng ổ bi đũa, còn với không gian hạn chế nhưng lực hướng kính lớn, ổ bi kim là lựa chọn phù hợp Với cả lực hướng kính và lực dọc trục lớn, cần dùng ổ bi côn.

+ Tại trục sơ cấp: Với d U mm

(Tra bảng 5.5 trang 110 “Giáo trình Bài tập lớn Chi Tiết Máy”).

Ta chọn ổ bi cỡ trung 36311: d = 55mm, D 0 mm, b ) mm.

+ Tại trục trung gian: Với d ` mm

Ta chọn ổ bi cỡ trung 36312: d ` mm, D 0 mm, b 1 mm.

+ Tại trục thứ cấp: Với d P mm

Ta chọn ổ bi cỡ trung 36310: d P mm, D 0 mm, b ' mm

Toyota Vios 2020 sử dụng hộp số sàn 5 cấp (5MT), đảm bảo khả năng điều khiển linh hoạt và trực tiếp nhờ bánh răng nghiêng, giúp sang số êm ái và truyền mô-men xoắn hiệu quả Bộ đồng tốc hỗ trợ quá trình chuyển số mượt mà, hạn chế mài mòn.

Hộp số sàn 5 cấp + 1 số lùi của Vios 2020 có tỷ số truyền được tối ưu, giảm dần từ số 1 đến số 5, giúp xe vận hành hiệu quả ở mọi dải tốc độ, tối ưu mô-men xoắn khi khởi động và tăng tốc mạnh mẽ ở các số cao.

Hộp số sàn bền bỉ, ít hư hỏng, tiết kiệm nhiên liệu nhưng đòi hỏi kỹ năng lái xe tốt và có thể gây mệt mỏi khi vận hành trong điều kiện giao thông đông đúc.

Nhóm thiết kế đã hoàn thiện tính toán trục sơ cấp, trục thứ cấp và tỷ số truyền hộp số Tuy nhiên, một số chi tiết như bộ đồng tốc và vỏ hộp số cần nghiên cứu thêm do kiến thức hạn chế.

Em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn tận tâm của thầy Huỳnh Hải Đăng và các thầy cô Khoa Cơ Khí Động Lực, nhờ đó em đã hoàn thành học phần xuất sắc.

Tiêu đề	Đồ Án Tính Toán Ô Tô
Tác giả	Nguyễn Hồ Thiện Nhân, Huỳnh Minh Mẫn, Trần Thanh Nhàn, Trịnh Minh Khánh
Người hướng dẫn	GV Huỳnh Hải Đăng
Trường học	Trường Cao Đẳng Kỹ Thuật Cao Thắng
Chuyên ngành	Cơ Khí Động Lực
Thể loại	Đồ Án
Năm xuất bản	2023
Thành phố	TP.HCM

Định dạng
Số trang	42
Dung lượng	397,99 KB