Tính toán và thiết kế hệ thống bánh răng và các bộ Đồng tốc của hộp số cơ học trên Ô tô con 4 chổ ngồi

Trong hộp số ô tô, ở các số truyền cao các bánh răng thương được chọn dạng răng nghiêng, luôn ăn khớp và đi với bộ đồng tốc.. Các bánh răng bị động tương ứng với số 1 số 2 lắp quay trơn

Công dụng

Thay đổi moment quay từ động cơ đến bánh chủ động cho phù hợp với mômen cản, tốc độ chuyển động của ô tô Đổi chiều chuyển động của ô tô Ngắt truyền lực tới bánh răng chủ động trong thời gian dài.

Yêu cầu

Hộp số cần 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 của ô tô

+ Có khả năng trích 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 chăm sóc, bảo dưỡng.

Phân loại hộp số

a) Theo đặc tính truyền mômen:

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

- Hộp số loại thủy lực

- Hộp số loại liên hợp c) Theo phương pháp dẫn động điều khiển hộp số:

- Điều khiển bán tự động

Chương I: Phương án thiết kế chung

SVTH: Nguyễn Quốc Cường Trang – 2 – 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 có hộp số trục ngang, hộp số trục dọc

- Theo đặc tính động học của trục bao gồm hộp số có trục cố định hoặc di động.

Chọn kiểu hộp số

Ta chọn hộp số cơ khí điều khiển bằng tay, 2 trục 5 cấp số và có một số lùi ( cầu trước chủ động) Đặc điểm chung hộp số 2 trục: mômen chỉ truyền qua một cặp bánh răng Trục sơ cấp, trục thứ cấp không đồng tâm Không số truyền thẳng Ưu điểm:

 Hiệu suất cao ở tất cả các số truyền

 Các chi tiết cứng vững, bền

Khuyết điểm: Kích thước, trọng lượng lớn

Trong hộp số ô tô, ở các số truyền cao các bánh răng thương được chọn dạng răng nghiêng, luôn ăn khớp và đi với bộ đồng tốc Phương án này có ưu điểm truyền động được êm, kích thước nhỏ gọn, điều khiển dễ dàng Nhược điểm: số lượng chi tiết tăng, khó chế tạo, mômen quán tính phần phụ động ly hợp lớn

Trục số lùi: Bố trục số lùi trong hộp số ô tô cần thỏa mãn các yêu cầu:

 Đảm bảo tỷ số truyền cố định

 Vị trí trung gian, không ăn khớp với bánh răng trên trục thứ cấp

 Ăn khớp dễ dàng khi gài số lùi Không gây va chạm

SVTH: Nguyễn Quốc Cường Trang – 3 –

Hình 1.1: Sơ đồ động học hộp số 2 trục 5 cấp

Hình 1.2: Sơ đồ động học trục số lùi

Bảng 1.1: Các trạng thái làm việc của hộp số

Số Vị trí gài Dòng truyền

Nguyên lý hoạt động

Hộp số 2 trục được sử dụng rộng rãi trên ô tô con có động cơ nằm ngang, cầu trước chủ động nhờ các ưu điểm nhờ kết cấu gọn, ít chỉ tiết, độ cứng vững của các trục cao Hộp số có thê được bố trí 4,5 hay nhiêu cấp số truyền

Trục chủ động (trục sơ cấp) đồng thời là trục bị động của li hợp đặt trên 2 ô lăn

Trên trục bố trí 2 bộ khớp gài dạng đồng tốc, gắn then hoa trên trục Các bánh răng chủ động số 1 và số 2 và số lùi bố trí chế tạo liền trục

Trục bị động (trục thứ cấp) bố trí trên 2 ô lăn Trục mang theo: 3 bánh răng bị động lắp then hoa trên trục, thực hiện nhận momen truyền sang trục bị động Các bánh răng bị động tương ứng với số 1 số 2 lắp quay trơn trên trục thông qua các ô con lăn (được chế tạo từ 2 nửa) Các bánh răng số

1 và số 2 chỉ liên kết với trục nhờ khớp gài đồng tốc G3 Khớp gài G3 bố trí trên trục bị động có kết cấu rãnh chứa nạng gạt và 1 bánh răng số lùi L2 Bánh răng L2 trên khớp gài G3 không liên kết với bánh răng số lùi L trên trục chủ động, do vậy không ảnh hưởng tới việc chuyển số 1 và số 2 Trên trục biij động của hộp số bố trí 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng C1,C2 có tỉ số truyền lớn đóng vai trò như bánh răng truyền lực chính trong các cầu xe thông thường Trong lòng bánh răng bị động C2 bố trí các cụm vi sai và bản trục truyền mo men ra các bánh xe Số lùi được thực hiện nhờ việc địch chuyển bánh răng LỊ, tới vị trí đông thời ăn khớp với bánh răng L và bánh răng L2 Nhờ vậy, trục bị động thực hiện đảo chiều quay khi gài số lùi Khi địch chuyên bánh răng LI, khớp gài G3 ở vị trí trung gian, đóng vai trò truyền mo men thông qua then hoa của khớp gài sang trục bị động của hóp số.

Thông số của xe

Trọng lượng toàn tải: 2030 Kg

Chiều dài cơ sở: 2825 mm

Chiều rộng cơ sở: 1600 mm

Tỷ số truyền lực chính dự kiến: 4,2 Động cơ xăng 4 xylanh:

Tỷ số truyền của hộp số:

Tỷ số truyền hộp số ô tô được xác định bằng phương pháp tính lực kéo Các tỷ số truyền được tính trên cơ sở xác định tỷ số truyền cấp số I

 max: Hệ số cản chuyển động lớn nhất của mặt đường

Ta có hệ số ma sát của một số loại đường như sau:

Loại đường Hệ số cản lăn f

Nhựa tốt Nhựa bê tông Rải đá Đất khô Đất sau khi mưa Cát

Do đầu đề khảo sát ô tô con nên loại đường chủ yếu là đường nhựa bê tông

G: Trọng lượng toàn bộ ô tô (N), G= 2030.9,81= 19914,3 (N) d – Đường kính vành bánh xe d= 16 inch 25,4 = 406,4 mm

b =0,93 – hệ số kể đến sự biến dạng của lốp áp suất thấp rbx: bán kính lăn của bánh xe, (m)

Memax – momen quay cực đại của động cơ (N.m)

𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥 = 206 (𝑁 𝑚) i0 – tỷ số truyền của bộ truyền lực chính

2,65 𝜃: hệ số vòng quay động cơ Ô tô du lịch: 𝜃 = 30 − 40; Chọn 𝜃 = 35

Hộp số với sơ đồ hộp số 2 trục 5 cấp có số truyền tăng, các số truyền trung gian được xác lập theo cấp số điều hòa: Công thức ( [5] trang 45 )

𝑎: Hằng số điều hòa của dãy tỷ số truyền hộp số

𝑛 ∗: Số cấp hộp số đã làm tròn

𝑖 ℎ𝑛 : Tỷ số truyền cao nhất của hộp số; Đối với xe du lịch và khách cở nhỏ với sơ đồ hai trục có số truyền tăng chọn 𝑖 ℎ𝑛 ≈ 0,65 ÷ 0,85 Chọn 𝑖 ℎ𝑛 = 0,85

𝑖 ℎ1 : Tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số

Tỷ số truyền của các số truyền trung gian:

Chương II: Tính toán thiết kế hệ thống bánh răng hộp số 2 trục 5 cấp số

Yêu cầu đối với hộp số bánh răng hộp số

Truyền moment êm dịu Đảm bảo độ cứng vững độ bền làm việc

Làm việc không ồn, ăn khớp chính xác.

Kết cấu bánh răng hộp số

Bánh răng ta sử dụng ở đây là loại bánh răng trụ, có dạng răng thân khai Các bánh răng ở cấp số tiến sử dụng bánh răng nghiêng, có ưu điểm làm giảm khá nhiều tiếng ồn khi hộp số làm việc, ngoài ra bánh răng trụ răng nghiêng còn có ưu điểm là ăn khớp cùng một lúc nhiều răng cho nên tăng được độ cứng vững và độ bền mỏi so với bánh răng trụ răng thẳng Khuyết điểm của bánh răng trụ răng nghiêng là sinh lực dọc trục lên ổ bi và khó chế tạo

Với bánh răng ở cấp số lùi ta sử dụng bánh răng trụ răng thẳng.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do điều kiện làm việc, yêu cầu đặt ra đối với bánh răng là có độ cứng bề mặt cao, chịu mài mòn nhưng trong lõi có độ dẻo, dai để chịu uốn và chịu va đập tốt

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nghiêng ở các số truyền cao là thép xianuya hóa 40X với:u = 180÷350 MN/m 2 ; txe0÷700 MN/m 2 và độ cứng bề mặt: 250 HB

Vật liệu của bánh răng số lùi và số truyền 1 là thép xianuya hóa 40X với: u 400÷850 N/mm 2 ; tx= 950÷1000 MN/m 2 và độ cứng bề mặt: 270 HB

Tính toán các thông số của bánh răng hộp số

2.4.1 Chọn môđun pháp tuyến và góc nghiêng

Dựa vào đồ thị: Tính moment quay cực đại M trên trục thứ cấp hộp số

𝜂 ℎ – Hiệu suất hộp ( trung bình 0,96)

Môđun pháp tuyến m của bánh răng, dựa vào đồ thị sau:

Hình 2.1: Momen quay cực đại trên trục thứ cấp hộp số Đường dưới ứng với răng nghiêng Đường trên ứng với răng thẳng Để giảm ồn cần giảm môđun, tăng bề rộng răng Để giảm trọng lượng( cùng khoảng cách trục) cần tăng môđun, giảm bề rộng

Bánh răng nghiêng : mn= 2,5 đối với cặp bánh răng số tay số một mn= 2,25 đối với các cặp bánh răng còn lại

Bánh răng thẳng của số lùi chọn m = 2,5

Góc nghiêng răng: xe du lịch β = 22 0 ÷34 0

Chọn β = 22 0 ở cặp bánh răng của tay số 1; 𝛽 = 34° ở các tay số còn lại

Khoảng cách trục A ( tính theo mm) của hộp số ô tô được xác định sơ bộ theo công thức 2-12 trang 52 [5] theo kinh nghiệm sau:

𝑘 𝑎 : Hệ số kinh nghiệm, có giá trị nằm trong khoảng 𝑘 = 8,9 ÷ 9,3; chọn 𝑘 = 9,3

𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥 : Mômen quay cực đại của động cơ [𝑁𝑚]

𝑖 ℎ1 : Tỷ số truyền thấp nhất của hộp số

Do khoảng cách trục nhỏ làm cho số răng ít đi, dẫn đến hiện tượng cắt chân răng

Ta thấy Z1 có số răng nhỏ nhất nên để tránh hiện tượng cắt chân răng ta định 𝑍 1 ≥ 17

Chọn khoảng cách trục A = 110 [mm]

2.4.3 Xác định số răng của các bánh răng

Tính số răng của các bánh răng:

Trục sơ cấp : Số răng của bánh răng chủ động

Số răng của bánh răng chủ động trong hộp số hai trục được xác định theo khoảng cách trục A và tỷ số truyền cặp bánh răng ăn khớp 𝑖 𝑔𝑘 như sau: Theo công thức 2-13 [5] trang 54

Trục thứ cấp: số răng của bánh răng bị động

Tính chính xác tỷ số truyền: 𝒊 𝒉𝒌 = 𝒁 𝒌

Tính chính xác góc nghiêng răng cos 𝛽 1 = 𝑚 1 (𝑍 1 + 𝑍 1 ′ )

Số lùi sử dụng trong điều kiện tốc độ thấp nên ta sử dụng kiểu bánh răng thẳng

Bánh răng 𝑍 𝐿1 và 𝑍 𝐿2 không ăn khớp trực tiếp mà thông qua bánh răng trung gian 𝑍 𝐿 trên trục số lùi

Tỷ số truyền của số lùi:

𝐷 = 2𝑅 ⟺ d1= 58 d2= 142 (mm) Tính số răng bánh răng lùi:

23 = 2,48, 𝑡𝑎 𝑐ℎọ𝑛 𝑍 𝐿1 = 23, 𝑍 𝐿2 = 57, 𝑍 𝐿 = 35 Khoảng cách trục sơ cấp và trục số lùi:

Khoảng cách trục thứ cấp và trục số lùi:

Các thông số cơ bản của bánh răng

Chiều cao răng h1 = 2,25.m1 = 2,25.2,5 = 5,63 [mm] h2 = h3 = h4 = h5 = 2,25.m2 = 2,25.2,25 = 5,06 [mm] hL = 2,25m = 2,25.2,5 = 5,63[mm] Độ hở hướng tâm c1 = 0,25m1 = 0,25.2,5 = 0,63 [mm] c2 = c3 = c4 = c5 = 0,25.m2 = 0,25.2,25 = 0,56 [mm] cL= 0,25.m = 0,25.2,5 = 0,63 [mm] Đường kính vòng chia: 𝑑 𝑐 = 𝑚.𝑍

𝑐𝑜𝑠𝛽 Đường kính vòng đỉnh: de = dc + 2m

SVTH: Nguyễn Quốc Cường Trang – 12 – Đường kính vòng chân: di = dc – 2m – 2c

Hình 2.1: Bảng thông số bánh răng

Chiều cao răng Độ hở hướng tâm Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng chân

Tính bền bánh răng

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

2.6.1 Tính bền uốn Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng xác định theo công thức Lewis Theo [7] công thức Lewis trang 30

P: Lực vòng tại tâm ăn khớp [𝑁]

𝑟 ; 𝑀 = 𝑀 𝑑 𝑖 ɳ r: bán kính vòng chia i: là tỷ số truyền ɳ : hiệu suất từ động cơ đến bánh răng

K: hệ số bổ sung K= 1,12 (bánh răng thẳng), K= 0,75 (bánh răng nghiêng) b: chiều rộng của bánh răng [𝑚𝑚] tn: bước răng pháp tuyến, [𝑚𝑚]

+ Bánh răng trụ răng thẳng: t =.m= 3,14 2,55 = 7,85 [𝑚𝑚]

+ Bánh răng nghiêng: t1 = .m1 = 3,14 2,5 = 7,85 [mm]; tk = .mk 3,14.2,25=7,07 với (k = 2÷5) y: hệ số dạng răng ( tra bảng B3-3a trang 38 [2]) Phụ thuộc vào số răng 𝑍 𝑡𝑑 Đố𝑖 𝑣ớ𝑖 𝑟ă𝑛𝑔 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔: 𝑍 𝑡𝑑 = 𝑍

𝑐𝑜𝑠 3 𝛽  + Đối với răng thẳng: 𝑍 𝑡𝑑 = 𝑍 Ứng suất uốn cho phép của răng [ ]

+ Ôtô con: Bánh răng trụ răng thẳng [ ] = 400 ÷ 850 MN/m 2

Công thức của Hert - Beliaeb [7] trang 32

E: Mô đun đàn hồi, E = 2,1.10 5 [N/mm 2 ]; b0: Chiều rộng vành răng, [mm];

𝜌 1 , 𝜌 2 : Bán kính cong của bề mặt răng tại điểm tiếp xúc, [mm];

“-“ : Dấu trừ được dùng khi cặp bánh răng ăn khớp trong

Bán kính cong 𝜌 1 và 𝜌 2 của cặp bánh răng ăn khớp tại điểm tiếp xúc, được xác định:

𝑐𝑜𝑠 2 𝛽 Ở đây: 𝑟 1 và 𝑟 2 là bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bị động;

N: lực tác dụng vuông góc với mặt tiếp xúc, [N];

+ 𝐵á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔: 𝑁 = 𝑃 cos 𝛼 cos 𝛽; 𝑏 0 = 𝑏 cos 𝛽 P: lực vòng Đối với ô tô tính từ mômen toàn tải

𝑀 𝑡𝑡 = 0,5 𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥 = 0,5.206 = 103 [𝑁 𝑚] Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 𝑡𝑥 ]

2.6.2.1 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁𝟏 − 𝒁 𝟏 ′

Theo điều kiện bền uốn

Theo điều kiện bền tiếp xúc

𝑐𝑜𝑠 𝛽 1 ≥ 21,16 ⇒ 𝑏 1 ≥ 19,48 [𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 13,32 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 19,48 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng như sau: b 1 = 22 [mm], b 1’ = 21 [mm] Chọn bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn bề rộng bánh răng lớn để đảm bảo cặp bánh răng luôn ăn khớp khi làm việc và tiết kiệm vật liệu

2.6.2.2 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁 𝟐 − 𝒁 𝟐 ′

𝑐𝑜𝑠 𝛽 2 ≥ 24,30 ⇒ 𝑏 2 ≥ 9,43 [𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 9,46 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 9,43 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng như sau: b 2 = 14 [mm], b 2’ = 13 [mm] Chọn bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn bề rộng bánh răng lớn để đảm bảo cặp bánh răng luôn ăn khớp khi làm việc và tiết kiệm vật liệu

2.6.2.3 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁 𝟑 − 𝒁 𝟑 ′

𝑐𝑜𝑠 𝛽 3 ≥ 8,56 ⇒ 𝑏 1 = 7,18 [𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 7,45 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 8,56 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng như sau: b 3 = 13 [mm], b 3’ = 12

[mm] Chọn bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn bề rộng bánh răng lớn để đảm bảo cặp bánh răng luôn ăn khớp khi làm việc và tiết kiệm vật liệu

2.6.2.4 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁 𝟒 − 𝒁 𝟒 ′

𝑐𝑜𝑠 𝛽 4 ≥ 7,20 ⇒ 𝑏 4 ≥ 5,97 [𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 6,27 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 5,97 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng như sau: b4 = 11 [mm], b4’ = 10

[mm] Chọn bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn bề rộng bánh răng lớn để đảm bảo cặp bánh răng luôn ăn khớp khi làm việc và tiết kiệm vật liệu

2.6.2.5 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁 𝟓 − 𝒁 𝟓 ′

𝑐𝑜𝑠 𝛽 5 ≥ 7,85 ⇒ 𝑏 5 ≥ 6,50[𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 6,97 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 6,50 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng như sau: b 5 = 10 [mm], b 5’ = 11 [mm] Chọn bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn bề rộng bánh răng lớn để đảm bảo cặp bánh răng luôn ăn khớp khi làm việc và tiết kiệm vật liệu

2.6.2.6 Kiểm nghiệm cặp bánh số lùi

2.6.2.6.1 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁 𝑳𝟏 − 𝒁 𝑳

𝑇𝑎 𝑐ó: 𝑏 0𝐿1 = 𝑏 𝐿1 ≥ 25,61 [𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 19 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 25,61 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng như sau: b L1 = 27 [mm], b L = 26 [mm]

2.6.2.6.2 Kiểm nghiệm cặp bánh răng 𝒁 𝑳 − 𝒁 𝑳𝟐

𝑇𝑎 𝑐ó: 𝑏 0𝐿 = 𝑏 𝐿 ≥ 10,97 [𝑚𝑚] Đối với kiểm nghiệm theo điều kiện bền uốn b ≥ 11,60 [mm], theo điều kiện bền tiếp xúc b ≥ 11,70 [mm] Ta chọn bề rộng bánh răng 𝒃 𝑳 = 𝟐𝟔 [mm] là thỏa điều kiện

Ta chọn bề rộng bánh răng b L2 = 15 [mm]

Bảng 2.1: Bảng thông số bánh răng

Bánh răng Số răng Mô đun

Góc nghiêng răng (βi) Đường kính vòng chia (Dci) Đường kính vòng đỉnh (Dei) Đường kính vòng chân (Di)

Chương III: Tính toán thiết kế bộ đồng tốc hộp số 2 trục 5 cấp số

Sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động

Hiệu quả của bộ đồng tốc được đánh giá bằng thời gian cần thiết để đồng tốc làm đồng đều được tốc độ phần cần nối, gọi tắt là thời gian đồng tốc tc, khi người lái tác động lên đòn cần điều khiển một lực cho phép và áp suầt các bề mặt ma sát nằm trong giới hạn quy định Ngoài ra đồng tốc cần đảm bảo những yêu cầu sau:

Không cho phép gài số khi các phần cần nối chưa đồng tốc

Không bị kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm trong quá trình làm việc

Hình 3.1: Sơ đồ bộ đồng tốc loại IIb ( kiểu thanh trượt định vị )

Nguyên lý làm việc của bộ đồng tốc: Dưới tác dụng của lực gài Q, ống nối (1) sẽ dịch chuyển về phải (hoặc trái) Nhờ bộ định vị mà vành ma sát (3) sẽ dịch chuyển đồng thời với ống nối (1) để vào tiếp xúc trước với mặt côn trên bánh răng gài số (4) Tại đây hình thành một mômen ma sát, làm cho vành ma sát (3) sẽ xoay tương đối với ống gài

(1) một góc nhỏ khiến mặt hãm (góc nghiêng 𝛽 ) của vành răng hãm (2) tỳ vào mặt hãm của răng trên ống nối (1)

Nhiệm vụ

Đưa tốc độ của bánh răng gài số lên gần bằng tốc độ trục sơ cấp để gài số được êm dịu, tránh hiện tượng va đập Bộ đồng tốc dùng ở đây là loại quán tính dùng ghép nối trục với bánh răng quay trơn

3.2.1 Xác định các thông số cơ bản của đồng tốc hộp số

Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp được xác định theo công thức 2-21c [5] trang 67

Trong đó: k: chỉ số để chỉ bánh răng quay trơn thứ k trên trục thứ cấp

J1: Mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (thường chính là trục ly hợp) và tất cả các chi tiết nối với trục (như đĩa bị động ly hợp), [kg.m 2 ]

J2: Mômen quán tính khối lượng của trục trung gian và tất cả các chi tiết gắn trên trục trung gian [kg.m 2 ] (đối với hộp số 3 trục) ia: Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp của hộp số

Jzk: Mômen quán tính khối lượng của bánh răng bị động của cặp bánh răng gài số thứ k, [kg.m 2 ] ik: Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ k m: Số lượng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp

J1: Mômen quán tính khối lượng của bánh răng số lùi cùng với các khối lượng quay theo khác qui dẫn về trục của nó, [kg.m 2 ] i1: Tỷ số truyền của các bánh răng số lùi, tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh răng số lùi.

Mômen quán tính

3.4.1 Mômen quán tính trục sơ cấp

Jtr1 là mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (chính là trục ly hợp)

Jlh là mômen quán tính khối lượng của đĩa bị động ly hợp cũng được xác định theo:

Rtr1: Bán kính trục sơ cấp

=> Rtr1 = 16mm l1: Chiều dài trục sơ cấp

𝑙 1 = 𝑑 1 0,16 ÷ 0,18= 177,7 ÷ 200 (𝑚𝑚) l1 = 180 mm ρ = 7,8.10 -6 : Khối lượng riêng của thép, [kg/mm 3 ] blh: Chiều dày trung bình đĩa bị động có thể lấy gần đúng bằng bề dày xương đĩa ly hợp blh = 1,5 (mm) (blh ≈ 1,5 - 2 (mm))

Rlh: Bán kính ngoài đĩa ly hợp

Trong đó: à: hệ số ma sỏt trượt giữa cỏc bề mặt ma sỏt Phụ thuộc vào nhiều yếu tố: vật liệu, tình trạng của đôi bề mặt ma sát, tốc độ trượt tương đối, nhiệt độ và áp suất bề mặt ma sỏt à giữa phờ-ra-đồng và gang (hoặc thộp) cú thể đạt à=0,35 tuy nhiờn do ảnh hưởng của nhiệt độ và tốc độ trượt nờn khi tớnh toỏn chỉ chọn trong khoảng à = (0,22ữ0,3)

Chọn à = 0,25 zms: số đôi bề mặt ma sát, chọn một đĩa bị động (zms=2) vì như vậy dễ ngắt phanh và hoàn toàn

P: áp suất pháp tuyến của các bề mặt ma sát Để đảm bảo tuổi thọ cho các tấm ma sát, giá trị cho phép [p] = 1,4.10 5 ÷ 2,5.10 5 (N/m 2 ) Chọn p = 2,2.10 5 (N/m 2 )

KR: hệ số tỷ lệ giữa bán kính trong và ngoài bề mặt ma sát, KR = R1/R2 vì xe có động cơ tốc độ trung bình và đặc tính động xe tốt nên có thể chọn KR theo giới hạn nhỏ Chọn KR = 0,55 β: hệ số dự trữ của ly hợp: β>1 để đảm bảo cho ly hợp truyền hết moment xoắn động cơ trong mọi điều kiện làm việc của nó tuy nhiên β cũng không được quá lớn vì

SVTH: Nguyễn Quốc Cường Trang – 26 – như thế ly hợp không làm tốt chức năng bảo vệ an toàn cho hệ thống truyền lực khi quá tải Theo thực nghiệm với ô tô khách β = (1,35÷1,75)

Thay vào (**) ta tính được:

3.4.2 Mômen quán tính trục thứ cấp

𝐽′𝑧𝑘: Mômen quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục thứ cấp

𝑖𝑘: Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ k

𝑏 𝑘 : Bề rộng của bánh răng thứ k

𝑅 𝑘 : Bán kính vòng chia của bánh răng thứ k

𝑟 𝑘 : Bán kính trục lắp bánh răng thứ k, với đường kính trục thứ cấp: 𝑑 3 = 0,45 𝐴 = 0,45.106 = 47,7 mm

𝜌: Khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng, lấy 𝜌 = 7,8 10 −6 (kg/m)

Bảng 3.1: mô men quán tính khối lượng trục thứ cấp

3.4.2 Mômen quán tính trục số lùi

Jl: Mômen quán tính khối lượng của bánh răng số lùi cùng với các khối lượng quay theo khác qui dẫn về trục của nó, [kg.m 2 ] il: Tỷ số truyền của các bánh răng số lùi, tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh răng số lùi

=> Với hình theo sơ đồ trên thì momen quán tính khối lượng của cặp bánh răng số lùi qui dẫn về trục ly hơp (sơ cấp) bằng không (vì không có quan hệ động học thường xuyên với trục ly hợp – trừ khi gài số lùi)

Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp:

Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc

Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc được xác định theo công thức 2-21 [5] trang 65

JΣ: Mômen quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối lượng chuyển động quay trong hộp số có quan hệ động học với trục sơ cấp hộp số, được qui dẫn về trục sơ cấp, (kg.m 2 ), JΣ = 0,007750 (kg.m 2 ) ik: Tỉ số truyền thứ k của hộp số tương ứng với chế độ tính toán của đồng tốc (từ trục sơ đến bánh răng gài số cần tính toán) Δω: Chênh lệch tốc độ góc giữa hai bánh răng gài số, [rad/s] Chúng được xác định theo công thức 2-21b [5] trang 66

𝑖 𝑘±1 : Tỉ số truyền tính từ trục sơ cấp đến trục bộ đồng tốc của hộp số ứng với số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ ik)

𝜔 𝑒𝑜 : Tốc độ góc của động cơ khi bắt đầu chuyển số [rad/s] Giá trị này được xác định theo bảng kinh ngiệm:

Trong đó: ωN, ωM tương ứng là tốc độ góc của động cơ ứng với công suất cực đại, mômen cực đại của động cơ

Theo bảng B2-1 [5] trang 66 ta có:

Chế độ sang số Động cơ xăng Động cơ Diezel

Xe du lịch Xe tải và khách

Từ thấp lên cao (0.6÷0.7) ωN (0.7÷0.8) ωN và ≥ ωM (0.75÷0.85)ωN

Từ cao về thấp (0.4÷0.5) ωN (0.5÷0.6) ωN và≥ ωM (0.9÷0.1)ωM

Khi thiết kế ôtô du lịch, động cơ xăng thì:

Khi chuyển từ số thấp lên số cao ta chọn: ωeo = 0,7.ωN = 0,7.691,15 = 483,80 [rad/s];

Khi chuyển từ số cao về số thấp ta chọn:

SVTH: Nguyễn Quốc Cường Trang – 29 – ωeo = 0,5.ωN = 0,5.691,15 = 345,58 [rad/s] tc : Thời gian làm đồng tốc độ giữa bộ đồng tốc và bánh răng gài số, [s] Đối với ôtô du lich: t c = 0,15 ÷ 0,3 [s] cho số cao và t c = 0,05 ÷ 0,80 [s] cho số thấp

Chọn thời gian chuyển cho số cao là:

Từ thấp lên số cao: 0,3 [s]

Từ số cao về số thấp: 0,2 [s]

Chọn thời gian chuyển số cho số thấp là:

Từ thấp lên số cao: 0,8 [s]

Từ số cao về số thấp: 0,5 [s]

Bán kính ma sát của bộ đồng tốc

Nếu gọi Rms là bán kính trung bình của vành côn ma sát bộ đồng tốc, thì moment ma sát được tạo ra do lực ép Q tác dụng lên đôi bề mặt ma sát của đồng tốc có quan hệ với Mms xác định theo công thức 2-22b [5] trang 68:

Mms: Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc

Q: Lực ép tác dụng theo chiều trục lên đôi bề mặt ma sát, [N] Lực ép Q do lực điều khiển P trên cần số tạo ra và được xác định nhờ công thức 2-22c [5] trang 69

𝑃 đ𝑘 : Lực do lái xe tác dụng lên cần điều khiển; xe du lịch 𝑃 đ𝑘 = 70 [N]

𝑖đ𝑘: tỷ số truyền đòn điều khiển, trong tính toán có thể lấy idk = 1,5 ÷ 2,5

𝜂 đ𝑘 : hiệu xuất truyền của cơ cấu điều khiển, có thể chọn 𝜂 đ𝑘 = 0,85 ÷ 0,95 Chọn

Thay vào công thức 2-22c ta được:

𝜇 : Hệ số ma sát giữa đôi bề mặt ma sát Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thao và làm việc trong dầu thì: 𝜇 ≈ 0,06 ÷ 0,07 Chọn 𝜇 = 0,07 α: Góc côn của đôi bề mặt ma sát Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau thì góc côn α tốt nhất là 6 ÷ 7 0 chọn α = 7 0

Thay số vào công thức ta được:

Chọn bán kính hãm R β : Khi thiết kế, tùy thuộc vào kiểu đồng tốc giá trị trung bình của R β được chọn R β = (0,75 ÷ 1,25).Rms Đối với xe ô tô ta chọn đồng tốc kiểu vành răng hãm Vì vậy ta có thể chọn bán kính phản lực R β = 1,2.Rms

Góc nghiêng mặt hãm được xác định như sau:

1,2 sin 7° ≥ tan 𝛽 ⇔ tan 𝛽 ≤ 0,48 Suy ra: β ≤ 25 o 38’ chọn β = 25 o

Chiều rộng bề mặt vành ma sát của bộ đồng tốc

Gọi pn là áp lực pháp tuyến tác dụng lên bề mặt trụ thì ta có thể viết moment ma sỏt tỏc dụng lờn bề mặt bằng: Mms = (2π.Rms.bms.pN).à.Rms theo cụng thức 2-23 [5] trang 69 suy ra:

Chiều rộng bề mặt vành ma sát bms [m] có thể xác định theo công thức 2-23b [5] trang 69:

PN : là áp suất pháp tuyến hình thành ở bề mặt đôi ma sát Với vật liệu vành côn ma sát thường được làm bằng đồng thau và được bôi trơn bằng dầu trong các-te của hộp số thì giá trị áp suất làm việc cho phép nằm trong khoảng PN ≈ (1÷1,5) (MN/m 2 )

Các thông số khác đã chú thích và xác định ở trên

Mô men ma sát thực tế của đồng tốc được xác định theo

Mômen ma sát thực tế của đồng tốc được xác định theo công thức 2-22 [5] trang 68:

𝑀 𝑚𝑠 =𝑄 𝜇 𝑅 𝑚𝑠 sin 𝛼 𝜇: Hệ số ma sát của vành ma sát, 𝜇 = 0,07

𝛼: Góc côn của vành ma sát, 𝛼 = 7°

𝑅 𝑚𝑠 : Bán kính trung bình vành côn ma sát

𝑄: Lực gài tác dụng lên vành ma sát của đồng tốc [N]

Thời gian chuyển số thực tế của bộ đồng tốc

Thời gian chuyển số thực tế khi gài đồng tốc tương ứng là: Theo công thức 2-26

𝑀 𝑚𝑠 ± 𝐽 Σ 𝑖 𝑘 2 𝜀 𝑐 Dấu (-) ứng với trường hợp gài số từ số thấp lên số cao

Dấu (+) ứng với trường hợp gài số từ số cao về số thấp

𝜀 𝑐 : Gia tốc góc của trục thứ cấp do xe giảm tốc độ khi sang số Gia tốc 𝜀 𝑐 được xác định từ quá trình giảm tốc của xe trong khi sang số: Theo công thức 2-26b [5] trang 71:

𝛿 𝑅 𝑏𝑥 𝜂 𝑐𝑘 Trong đó: g: Gia tốc trọng trường g = 9,81 [m/s 2 ] Ψ: Hệ số cản tổng cộng của đường, khi tính toán chọn Ψ = 0,02

𝑖 𝑐𝑘 , 𝜂 𝑐𝑘 : Tỉ số truyền và hiệu suất truyền lực tính từ bánh răng gài đang tính của đồng tốc đến bánh xe chủ động ô tô 𝑅 𝑏𝑥

Với sơ đồ bố trí đồng tốc trên trục thứ cấp thì tỷ số truyền 𝑖 𝑐𝑘 = 𝑖 0 = 4,13 Chọn hiệu suất từ hộp số đến bánh xe chủ động 𝜂 𝑐𝑘 = 0,9

𝛿: Hệ số xét đến các khối lượng quay trong hệ thống truyền lực đến lực quán tính chuyển động tịnh tuyến ô tô Có thể chọn gần đúng 𝛿 = 1,05

Thế số vào ta có:

𝜀 𝑐 =9,81.0,02.4,13 1,05.0,313.0,9= 2,74 [𝑟𝑎𝑑/𝑠 2 ] Thời gian chuyển số thực tế của bộ đồng tốc:

Thời gian chuyển số thực tế là phù hợp với lý thuyết tính toán và nằm trong giới hạn kinh nghiệm cho phép.

Công trượt của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc

Công trượt do ma sát trượt của đôi bề mặt ma sát đồng tốc 𝐿 𝑚𝑠 [𝐽] có thể được xác định theo công thức đề xuất của giáo sư Griskevich như sau: Theo công thức 2-28

Dấu (-) ứng với trường hợp gài số từ số cao về số thấp

Dấu (+) ứng với trường hợp gài số từ số thấp lên số cao

𝑀 𝑚𝑠 : Mômen ma sát của đồng tốc

∆𝜔: Chênh lệch tốc độ gốc giữa hai số truyền

𝜀 𝑐 : Gia tốc gốc chậm dần

𝑡 𝑐 : Thời gian chuyển số thực tế

2 = 53,75(𝐽) Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc:

Công trượt riêng của đồng tốc được đánh giá bởi công trượt của đôi bề mặt vành ma sát trên một đơn vị diện tích của vành ma sát: Theo công thức 2-27 [5] trang 71:

𝑙 𝑚𝑠 : Công trượt của vành ma sát [J]

𝑅 𝑚𝑠 : Bán kính ma sát của vành ma sát 𝑅 𝑚𝑠

𝑏 𝑚𝑠 : Chiều rộng bề mặt vành ma sát 𝑏 𝑚𝑠

Giá trị công trượt riêng lớn nhất của bộ đồng tốc nhỏ hơn giới hạn cho phép (≤100[KJ/m 2 ] xe con)

Kết luận

Môn học Đồ án Ô tô là một trong những môn học chuyên ngành quan trọng đối với sinh viên học cơ khí và những ngành công nghệ khác, nhằm giúp cho sinh viên chúng em ôn lại lý thuyết và mở rộng kiến thức trên phương pháp thực tiễn Qua thời gian thực hiện Đồ án không những giúp cho em áp dụng kiến thức đã học mà còn giúp em hiểu biết thêm nhiều kiến thức mới khi tiếp xúc với thực tiễn

Trong môn Đồ án Ô tô, em được giáo đề bài Tính toán và thiết kế hộp số ô tô, cũng với những thông số trong đầu đề Em đã tiến hành chọn phương án thiết kế, tìm hiểu nhiều hơn về nguyên lý hoạt động của hộp số ô tô Tính toán, thiết kế, kiểm nghiệm bánh răng và bộ đồng tốc thông qua bài thuyết minh và bản vẽ.

Kiến nghị

Trong quá trình thực hiện đồ án em gặp khá nhiều vướng mắt trong công thức và bản vẽ, vì nguồn tài liệu không thống nhất và rõ ràng, một số cung cấp sai sót thông tin, khiến cho quá trình thực hiện đồ án gặp nhiều khó khăn Nếu có thể em mong các Thầy có thể cung cấp nhiều nguồn tài liệu để em sàng lọc thông tin để hoàn thành đồ án dể dàng.

Tiêu đề	Tính toán và thiết kế hệ thống bánh răng và các bộ đồng tốc của hộp số cơ học trên ô tô con 4 chỗ ngồi
Tác giả	Nguyễn Quốc Cường
Người hướng dẫn	Ths. Phạm Văn Bình, Thầy Nguyễn Công Khải
Trường học	Đại học Cần Thơ, Trường Bách Khoa, Khoa Kỹ Thuật Cơ Khí
Chuyên ngành	Cơ Khí Ô Tô
Thể loại	Đồ án ô tô
Năm xuất bản	2022
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	44
Dung lượng	1,72 MB