Phương pháp thiết kế Động cơ và Ô tô btl thiết kế hộp số

Công dụng Hộp số trong hệ thống truyền lực của ô tô dùng để:  Thay đổi tốc độ và mô men truyền lực hay lực kéo trên các bánh xe.. Yêu cầu Hộp số cần đáp ứng các yêu cầu cơ bản sau: 

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Khoa Kỹ Thuật Giao Thông

Bộ môn Kỹ thuật Ô tô



Phương Pháp Thiết Kế Động cơ và Ô tô

BTL: Thiết kế Hộp số

LỚP L02 Giảng Viên Hướng Dẫn: Thầy Nguyễn Đình Hùng Sinh viên thực hiện Mã số sinh viên

Thành phố Hồ Chí Minh – 2023

1 TỔNG QUAN

1.1 Các thông số kỹ thuật của xe tham khảo:

3

1.2 Giới thiệu chung về hộp số

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

1.2.1 Công dụng

Hộp số trong hệ thống truyền lực của ô tô dùng để:

 Thay đổi tốc độ và mô men truyền lực (hay lực kéo) trên các bánh xe

 Ngắt động cơ lâu dài khỏi hệ thống truyền lực

 Thay đổi chiều chuyển động tiến hoặc lùi của ô tô

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) nhằm tăng khả năng biến đổi mô men đáp ứng mở rộng điều kiện làm việc của ô tô

1.2.2 Yêu cầu

Hộp số cần đáp ứng các yêu cầu cơ bản sau:

 Có dãy tỉ số truyền hợp lý, phân bố các khoảng có tỉ 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

 Đối với các hộp số sử dụng các bộ truyền có cấp (các tỉ số truyền cố định), khi chuyển số, thường xảy ra thay đổi tốc độ và mô men, gây nên tải trọng động Hạn chế các xung lực và mô men biến động cần có các bộ phận ma sát: (đồng tốc, khớp ma sát, bộ truyền thuỷ lực, ) cho phép làm đều tốc độ của các phần tử truyền và nâng cao độ bền, độ tin cậy trong làm việc của hộp số

 Đảm bảo tại một thời điểm làm việc chỉ gài vào một số truyền nhất định một cách chắc chắn (cơ cấu định vị, khoá hãm, bảo hiểm số lùi, )

 Kết cấu phải nhỏ gọn, dễ điều khiển, dễ bảo dưỡng và sửa chữa

 Có khả năng bố trí cụm công suất để dẫn động các thiết bị khác

1.2.3 Phân loại

Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:

 Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc:

 Theo cơ cấu gài số:

 Gài bằng bánh răng di trượt

 Gài bằng bộ đồng tốc

 Gài bằng phanh và ly hợp (đối với hộp số thủy cơ )

 Điều khiển bằng tay

 Điều khiển tự động

 Điều khiển bán tự động

 Theo loại bánh răng:

 Bánh răng thẳng

 Bánh răng nghiêng (hay sử dụng)

 Bánh răng chữ V

 Kết hợp nhiều loại bánh răng

 Theo đặc điểm thay đổi tỉ số truyền:

2 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

2.1 Giới thiệu một số hộp số cơ khí thường được dùng trên ô tô hiện nay

 Cấu tạo chung của hộp số cơ khí có cấp bao gồm các bộ phận cơ bản:

- Bộ phận đảm nhiệm chức năng truyền và biến đổi mô men bao gồm: các cặp bánh răng ăn khớp, các trục và ổ đỡ trục, vỏ hộp số

- Bộ phận đảm nhận chuyển số đảm nhận chức năng chuyển số theo sự điều khiển của người lái và khả năng giữ nguyên trạng thái làm việc trong quá trình xe hoạt động Bộ phận này bao gồm: cần số, các đòn kéo, thanh trượt, nạng gạt, khớp gài, cơ cấu định vị, khóa hãm, cơ cấu bảo hiểm số

Sơ đồ cấu trúc, bố trí trục của hộp số 3 trục điển hình :

 Hộp số 3 trục 5 cấp:

a) Sơ đồ kết cấu b) Sơ đồ bố trí trục

Hình 2.1: Sơ đồ cấu trúc, bố trí trục của hộp số 3 trục 5 cấp

I, II, III: lần lượt là các trục sơ cấp, trục trung gian, trục thứ cấp

G1, G2, G3: các khớp gài

0: vị trí trục trung gian của các số truyền

1, 2, 3, 4, 5: vị trí của các số truyền và bánh răng tương ứng

Zi: các bánh răng

Hộp số 2 trục

Là hộp số có đa số các số truyền ih truyền qua một cặp bánh răng ăn khớp Các hộp số này rất phù hợp với hệ thống truyền lực của xe ô tô con, đòi hỏi tốc độ cao (Giá trị ih không cần lớn)

2.2 Quan điểm thiết kế

Theo yêu cầu của bài toán đặt ra là thiết kế hộp số cho xe 9 tấn, với xe tham

khảo là xe Ô tô tải Hino FC9JETC

Hình 2.3: Xe tham khảo: Ô tô tải Hino FC9JETC

Quá trình chọn hộp số thiết kế:

 Xe tải động cơ đặt trước, truyền lực bánh sau nên chọn hộp số đặt dọc

 Chọn loại hộp số cơ khí có cấp vì được dùng phổ biến hiện nay:

 Quy trình công nghệ nguyên công gia công chế tạo và lắp ráp đã được ứng dụng rộng

 Giá thành chế tạo cho sản phẩm thấp

 Vì phổ biến nên quá trình sửa chữa bảo dưỡng của người sử dụng thuận lợi

 Độ tin cậy của sản phẩm sẽ cao hơn so với hộp số vô cấp

nhiều cấp, ít cấp: 4 cấp, 8 cấp, Vì:

 Ảnh hưởng của số lượng số truyền trong hộp số

 Khi sử dụng nhiều tay số thì: tính kinh tế nhiên liệu sẽ tăng lên, tính phức tạp cũng tăng theo, làm cho giá thành của cả chiếc xe cũng tăng lên Điều này làm mất tính cạnh tranh của sản phẩm

 Với hộp số 3 trục thì trục sơ cấp và thứ cấp là đồng trục cho nên sẽ tạo ra được số truyền thẳng giúp cho các bánh răng và các ổ bi không chịu tải (ít phải làm việc, tăng hiệu suất,…) Hộp số sẽ bền hơn, làm việc tốt hơn

 Nếu dùng hộp số 3 cấp hoặc 4 cấp thì nó sẽ không phân được hết các tỉ số truyền, mà vì xe tải 5 tấn nên yêu cầu tỉ số truyền lớn

 Nếu dùng hộp số nhiều cấp: phức tạp hơn, chiều dài trục lớn sẽ xảy ra võng

trục mà lại tốn kém không cần thiết

2.3 Kết luận về phương án thiết kế

 Từ các quan điểm thiết kế đã nêu ở trên ta đi tới phương án thiết kế hộp số cho xe tải 5 tấn như sau:

 Hộp số cơ khí với 5 cấp số, được bố trí dọc theo xe

 Hộp số có 5 số tiến và 1 số lùi, với số truyền 5 là số truyền thẳng

 Số trục hộp số là 3 trục: trục sơ cấp , trục thứ cấp, trục trung gian Trong

đó có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm

 Cách chuyển số là sử dụng bộ đồng tốc cùng khớp gài số

 Điều khiển bằng tay nhờ càng gạt số

 Loại bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng

Hình 2.4: Sơ đồ hộp số xe tham khảo

 Trục chủ động I (trục sơ cấp) đồng thời là trục bị động của ly hợp đặt trên hai ổ lăn: một gối vào trong bánh đà, một đặt trên vỏ hộp số Trục bố trí bánh răng Za (số 1) thường xuyên ăn khớp với bánh răng Za ’ (số 2) Trong lòng bánh răng bố trí gối đỡ cho trục I

 Trục trung gian II đặt trên hai ổ lăn của vỏ hộp số Trên trục bố trí sáu bánh răng nghiêng Za ’, Z4 (số 3) nhờ các then hoa cùng phe chặn dọc trục

và các bánh răng thẳng Z1 (số 10), Z3 (số 6), ZL ’ (số13), Z2 (số 7) chế tạo liền trục

 Trục bị động III (trục thứ cấp) bố trí trên 2 ổ lăn: một – gối trên vỏ, một– gối vào lòng bánh răng Za ’ Trục mang theo ba bánh răng nghiêng: Z4 ’(số

4), Z3 ’(số 5), Z2 ’(số 8) lắp quay trơn trên trục, một bánh răng thẳng Z1 ’(số 9) di trượt bằng then hoa đảm bảo cho việc di chuyển gài số trực tiếp, hai

bộ khớp gài dạng đồng tốc G2, G3 được gài vào vị trí tương ứng (hình vẽ 2.4) Khi một bánh răng được gài các bánh răng khác sẽ ở vị trí quay tự

do (quay lồng không) Vị trí khớp gài G3 có thể bố trí nối với bánh răng

Za,tạo nên khả năng truyền thẳng từ trục I sang trục III (số truyền thẳng) Khớp gài G1 đặt trên bánh răng Z1 ’ dùng để di chuyển trực tiếp bánh răng sang vị trí số 1 hay số lùi

1 G3, G2≡0; G1=1 I, ZaxZ’a, II, Z’1xZ1, III ih lớn nhất

2 G1, G3≡0; G2=2 I, ZaxZ’a, II, Z’2xZ2, III ih trung gian

3 G1, G3≡0; G2=3 I, ZaxZ’a, II, Z’3xZ3, III ih trung gian

4 G1, G2≡0; G3=4 I, ZaxZ’a, II, Z’4xZ4, III ih trung gian

Lùi G3, G2≡0; G1=L I, ZaxZ’a, II, Z’LxZL1, ZL2xZ1, III Đảo chiều quay

 Bánh răng của hộp số sử dụng bánh răng nghiêng Các bánh răng răng nghiêng giúp ta tăng khả năng chịu tải và giảm độ ồn, tuy nhiên trong thiết

kế các chiều nghiêng được chọn hợp lý để hạn chế tối đa lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ trục

3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ

3.1 Tính tỷ số truyền hộp số

Trong trường hợp hộp số có trục sơ cấp và thứ cấp đồng trục thì ở tay số truyền cuối cùng tay số 5 người ta chọn 𝑖 ℎ5 = 1 (số truyền thẳng)

Tỷ số truyền ở tay số 1 được tính theo điều kiện cản và điều kiệnbám của xe:

 Theo điều kiện cản: 𝑖ℎ1 ≥ 𝛹𝑚𝑎𝑥.𝐺.𝑟𝑏𝑥

Ta chọn xe đi trên mặt đường nhựa bê tông có 𝑓 = 0,015

+ G: trọng lượng của ô tô phân bố lên cầu chủ động

+ η : Hiệu suất của hệ thống truyền lực η= 0,9

𝑘𝑎 𝜖 [17; 19] đối với xe tải chọn ka=18

Phần lớn các bánh răng là bánh răng nghiêng

Đối với ô tô tải 𝛽 = 18° ÷ 26°

Tuy nhiên trong khi chọn β cần lưu ý đến điều kiện đảm bảo độ êm dịu làm việc và một số điều kiện làm việc khác Độ êm dịu cao nhất khi hệ số trùng khớp chiều trục ε là số nguyên Tuy nhiên  không thể lớn hơn 1 do các bánh răng có bề rộng giới hạn nên ta thường chọn =1

3.1.4 Số răng của các bánh răng

Đối với hộp số 3 trục 5 cấp, mỗi tay số trừ số lùi và số truyền thẳng được tạo nên bởi 2 cặp bánh răng:

 Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian có tỷ số truyền: 𝑖𝑎

 Cặp bánh răng nối trục trung gian với trục thứ cấp có tỷ số truyền: 𝑖𝑖

- Chọn sơ bộ số răng của bánh răng chủ động dẫn động trục trung gian là:

3.1.5 Xác định lại chính xác tỷ số truyền và khoảng cách trục hộp số

Khi đã chọn được số răng cho các bánh răng, ta tính tỉ số truyền theo công thức sau:

 Thay đổi góc nghiêng răng

Thông thường biện pháp này người ta ít dùng vì nó sẽ gây khó khăn cho công nghệ chế tạo máy và sửa chữa các bánh răng

 Dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau

Biện pháp này được dùng nhiều vì chúng ta có thể dễ dàng dịch chỉnh nhờ thay đổi khoảng cách giữa dao thanh răng và bánh răng cần chế tạo trong quá trình chế tạo

Các cặp bánh răng số 1 và số lùi không cần dịch chỉnh do đã đảm bảo khoảng cách trục

Đối với bánh răng nghiêng, dịch chỉnh hiệu quả không cao vì dịch chỉnh làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp

Bước 1: Xác định hệ số dịch chuyển các trục:

𝜆0 = 𝐴𝑐 − 𝐴

𝐴Bước 2: Căn cứ vào 𝜆0 ta tra phụ lục tìm được:

- 𝜀0: Hệ số dịch chỉnh tương đối

- 𝛼: góc ăn khớp

Bước 3: Xác định hệ số dịch chỉnh tổng cộng 𝜀𝑡

𝜉𝑡 = 0,5 𝜉0 (𝑧1+ 𝑧2) Bước 4: Tiến hành phân chia hệ số dịch chỉnh tổng cộng cho các bánh răng

𝑧1 𝑣à 𝑧2:

𝜉𝑡 = 𝜉1+ 𝜉2

Do các bánh răng đều có số răng lớn hơn 17 nên ta có:

𝜉1 = 𝜉2 = 𝜉𝑡/2

Chiều dày răng trên vòng

Chiều dày răng trên vòng

Chiều dày răng trên vòng

Chiều dày răng trên vòng

Chiều dày răng trên vòng

Theo điều kiện bám từ xe truyền đến (Nm)

- rbx: bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động: rbx = 412,75(mm)

- io: tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 6,23

Mô men truyền lực từ động cơ đến chi tiết đang tính nhỏ hơn mô men tính theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến

Do đó ta dùng mô men từ động cơ để tính toán: Mt

Lực chiều trục Fa

- 𝐹𝑡: lực vòng tác dụng nên chi tiết đang tính

- 𝑏𝜔: chiều rộng làm việc của vành răng

𝐾𝐹𝑣 = 1,13 hệ số tải trọng động tra theo bảng

𝐾𝐹𝛼 = 1: Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng tra bảng

Từ những hệ số trên, ta lập được bảng sau:

𝐾𝐹𝐿 - hệ số tuổi thọ

𝐾𝐹𝐶 - hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi

𝑌𝑅 = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám

𝑌𝑋 = 1,05 - hệ số kích thước

𝑌𝛿 = 1 - hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng

𝑠𝐹: hệ số an toàn

⇒ Các bánh răng thiết kế đủ điều kiện bền

b) Tính bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc theo tính toán

Tương tự như khi tính bền bánh răng trụ răng thẳng, ta sử dụng công thức sau để kiểm tra độ bền tiếp xúc

- Nếu tính toán theo độ bền tiếp xúc:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝑣𝐾𝐻𝛼Với: 𝐾𝐻𝛽 = 1,1: hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng , đối với răng nghiêng phải tra đồ thị

Khi tính toán kiểm nghiệm, ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈𝑯]

theo công thức sau:

[𝜎𝐻] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚𝐾𝐻𝐿𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑙𝐾𝑥𝐻

𝑠𝐻Với: 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚: giới hạn mỏi tiếp xúc

𝐾𝐻𝐿: hệ số tuổi thọ

𝑍𝑅: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

𝑍𝑉: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

𝐾𝑙: hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

𝐾𝑥𝐻: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

𝑀𝑢: mô men chống uốn tổng hợp tại tiết diện: 𝑀𝑢 = √𝑀𝑛2+ 𝑀𝑑2

𝑀𝑑: mô men uốn trong mặt phẳng đứng ( zox)

𝑊𝑢: mô men chống uốn Đối với trục đặc 𝑊𝑢 = 0,1𝑑3

- Tính trục theo bền xoắn:

𝜏𝑧 = 𝑀𝑧

𝑊𝑧 ≤ [𝜏𝑧] Trong đó:

𝑀𝑧: momen xoắn trục

𝑊𝑧: momen chống xoắn Đối với trục đặc 𝑊𝑧 = 0,2𝑑3

- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp

б𝑐ℎ = √б𝑢2+ 4𝜏𝑧2 ≤ [б𝑡ℎ]

Đối với thép C45: б𝑐ℎ = 360 MN/𝑚2

[𝜎𝑡ℎ] = 0,8 б𝑐ℎ = 288 MN/𝑚2

б𝑐ℎ = √б𝑢2 + 4𝜏𝑧2 ≤ [б𝑡ℎ]

a) Đối với trục thứ cấp :

Giả sử phản lực tại các phản lực có chiều như hình vẽ:

Ta có các phương trình cân bằng lực và mômen sau :

So sánh với điều kiện: 𝜎𝑡ℎ = 288 𝑀𝑁/𝑚2 thì ta thấy thoả mãn tại các vị trí gài số đều thoả mãn điều kiện bền

b) Trục trung gian

Ta giả sử các lực tác dụng nên trục như hình sau:

Phương trình cân bằng lực và mô men lên các ổ lăn:

Mô men uốn tại tiết diện bánh răng của các số là:

+ Tại vị trí bánh răng luôn ăn khớp

𝑀𝑢𝑥 = 𝑏 𝑌4

𝑀𝑢𝑦 = 𝑏 𝑋4

+ Tại vị trí bánh răng gài số

So sánh với điều kiện ta thấy tăng đường kính đoạn trục lắp cặp bánh răng

ăn khớp số 1 nên 70 mm thì thoả mãn điều kiện bền

Mô men uốn tại tiết diện vị trí đặt ổ lăn là:

HHHuyển động quay cs Tài liệu tham khảo

1 A.Kolchin and V.Demidov – Design of Automotive Engines

2 Nguyễn Hữu Lộc – Cơ sở thiết kế máy – Trường Đại học Bách Khoa – Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh

3 Đặng Quý – Tính toán thiết kế ô tô – Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật