Ứng dụng phần mềm matlab và simulink trong tính toán và thiết kế hộp số cơ khí trên ô tô

Ngoài lời nói đầu, kết luận và kiến nghị đề tài được bố cục thành 5 chương gồm: Chương I : Tổng quan về vấn đề nghiên cứu. Chương II : Cơ sở lý thuyết và tính toán thiết kế hộp số cơ khí. Chương III : Giới thiệu về phần mềm Matlab – Simulink và lưu đồ thuật giải. Chương IV : Ứng dụng phần mềm trên một chiếc xe cụ thể. Chương V : Kết luận kiến nghị. Nội dung của đề tài có thể hình thành các tài liệu giảng dạy và là cơ sơ lý thuyết cho việc nghiên cứu, tính toán các bộ phận khác trên ôtô.

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Hưng yên, ngày… tháng….năm 2010 Giáo viên hướng dẫn

DANH MỤC HÌNH VẼ Hình 2.1: Cấu tạo của hộp số……… 7

Hình 2.2: Sơ đồ hộp số 4 cấp……… 8

Hình 2.3: Sơ đồ hộp số 4 cấp……… …… 9

Hình 2.4: Sơ đồ hộp số 5 cấp……… 9

Hình 2.5: Sơ đồ hộp số 4 cấp……… 10

Hình 2.6: Sơ đồ hộp số 5 cấp……… 10

Hình 2.7: Sơ đồ hộp số 4 cấp………

11 Hình 2.8: Sơ đồ hộp số 5 cấp………

11 Hình 2.9: Kết cấu bộ đồng tốc loại Ia ( Bộ phận nối kiểu liền )……… … ….12

Hình 2.10: Bộ phận đồng tốc loại Ib ( bộ phận nối kiểu rời )……… … 13

Hình 2.11: Kết cấu bộ đồng tốc loại IIa( kiểu bi định vị )……… … 14

Hình 2.12: Kết cấu bộ đồng tốc loại IIb ( kiểu thanh trượt định vị) ……… ………14

Hình 2.13: Kết cấu bộng đồng tốc loại IIc ( Kiểu ống trụ đẩy định vị )…… … … 15

Hình 2.14: Bộ đồng tốc loại IId ( Kiểu định vị lò xo định vị hướng trục )… 15

Hình 2.15: Đồ thị để chọn môđun pháp tuyến của hộp số ô tô……… ….18

Hình 2.16: Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số……… 30

Hình 2.17: Sơ đồ lực tác dụng lên ổ bi hướng kính 34

Bảng II.1: Môđun pháp tuyến các bánh răng hộp ô tô theo môđun động cơ 17

Bảng II-2: Xác định khoảng cách trục……… ……… 22

Bảng II -3: Bánh răng trụ răng thẳng không dịch chỉnh……… … … 23

Bảng II- 4 : Bánh răng trụ răng thẳng dịch chỉnh chiều cao……… … …… 24

Bảng II -5 : Bánh răng trụ răng thẳng dịch chỉnh góc……… ……….25

Bảng II-6 : Bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh……… … 26

Bảng II -7: Mômen truyền đến các trục hộp số……… ….27

Bảng II -8: Lực tác dụng lên bánh răng……… … 28

Bảng II-9 :Tốc độ góc động cơ eo[rad/s] khi bắt đầu sang số……… … ….37

Lưu đồ 3.1 : Lưu đồ thuật giải chương trình lớn……… … … 44

Lưu đồ 3.2: Xác định chế độ tải trọng và khoảng cách trục và số lượng răng của các bánh răng trên các trục……… ……… …… 45

Lưu đồ 3.3: Xác định thông số hình học cơ bản của răng ……… … 45

Lưu đồ 3.4 : Toán tính bền hộp số……… 46

Lưu đồ 3.5 : Toán tính toán vòng đồng tốc……… 46



BẢNG CÁC KÍ HIỆU SỬ DỤNG TRONG CHƯƠNG TRÌNH

8 Gphi Trọng lượng bám của bánh xe chủ động

9 rbx Bán kính làm việc trung bình của bánh xe

26 goxi2,

goxi2phay Hệ số dịch chỉnh của bánh răng 2

28 Zgn Số răng của các bánh răng trên trục trung

42 Mphimaxsc Mômen từ bánh xe truyền đến trục sơ cấp Nm

43 Mphimaxtg Mômen từ bánh xe truyền đến trục trung

44 MphimaxTC Mômen từ bánh xe truyền đến trục thứ cấp Nm

45 Ms Mômen từ động cơ truyền đến trục sơ cấp

46 Mtg Mômen từ động cơ truyền đến trục trung

57 Kbeta Hệ số tính đến độ trùng khớp hướng chiều

trục đối với sức bền của răng

58 Uza Độ bền uốn của bánh răng chủ động ăn

khớp

Mn/m2

59 Uza1 Độ bền uốn của bánh răng bị động ăn khớp Mn/m2

67 r 1, r 2 Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động

và bị động

m

77 Pnx Lực vòng tác dụng theo phương x tại điểm

88 Muytc Mômen uốn theo phương y của trục thứ cấp Nmm

89 Muxtc Mômen uốn theo phương x của trục thứ cấp Nmm

94 Muysc Mômen uốn theo phương y của trục sơ cấp Nmm

95 Muxsc Mô men uốn theo phương x của trục sơ cấp Nmm

111 ro Khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng Kg/m3

111 jc Mômen quán tính khối lượng bánh răng chủ

119 jqd Mômen quán tính khối lượng của các bánh

răng chủ động ( bánh răng ăn khớp) được quy dẫn về trục ly hợp

Kg.mm2

120 jqdphay Mômen quán tính khối lượng của các bánh

răng bị động (bánh răng ăn khớp) được quy dẫn về trục ly hợp

Kg.mm2

121 Jqd1 Mômen quán tính khối lượng của các bánh

răng chủ động ( bánh răng số 1) được quy dẫn về trục ly hợp

Kg.mm2

122 Jqd1phay Mô men quán tính khối lượng của các bánh

răng bị động (bánh răng số 1) được quy dẫn

về trục ly hợp

Kg.mm2

123 Jqd2 Mômen quán tính khối lượng của các bánh

răng chủ động ( bánh răng số 2) được quy dẫn về trục ly hợp

Kg.mm2

124 Jqd2phay Mômen quán tính khối lượng của các bánh

răng bị động (bánh răng số 2)được quy dẫn

về trục ly hợp

Kg.mm2

125 Jqd3 Mômen quán tính khối lượng của các bánh

răng chủ động ( bánh răng số 3) được quy dẫn về trục ly hợp

Kg.mm2

126 Jqd3phay Mô men quán tính khối lượng của các bánh

răng bị động (bánh răng số 3) được quy dẫn

134 jzk Mômen khối lượng của bánh răng thứ k gắn

trên trục trung gian

Kg.mm2

141 omegact Vận tốc góc khi chuyển từ số cao về số thấp Rad/s

142 tstc12 Thời gian chuyển số từ số thấp (1) lên số

cao (2)

s

143 tstc23 Thời gian chuyển số từ số thấp (2) lên số

144 tstc21 Thời gian chuyển từ số cao (2) về số thấp(1) s

143 Tstc43 Thời gian chuyển từ số cao (4) về số thấp(3) s

144 Mms(12) Mômen ma sát khi chuyển từ số 1 lên số 2 Nm

145 Mms(32) Mômen ma sát khi chuyển từ số 3 về số 2 Nm

146 Mms(23) Mômen ma sát khi chuyển từ số 2 lên số 3 Nm

147 Mms(21) Mômen ma sát khi chuyển từ số 2 về số 1 Nm

148 Pdk Lực danh nghĩa tác dụng lên cần điều khiển N

150 nguy Hệ số ma sát giữa số đôi bề mặt

151 Rms(23) Bán kính ma sát của bộ đồng tốc khi chuyển

158 gama Hệ số cản tổng cộng của đường

159 xichma Hệ số xét đến khối lượng quay

160 Epchilon(c) Gia tốc góc của trục thứ cấp do xe giảm tốc

161 tc(23) Thời gian thực tế chuyển từ số 2 lên số 3 s

165 Lms(12) Công trượt của đôi bề mặt ma sát khi

169 Lr(12) Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát

của vòng đòng tốc khi chuyển từ số 1 lên số 2

KJ/m2

170 Lr(34) Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát

của vòng đồng tốc khi chuyển từ số 3 về số 4

KJ/m2

171 Lr(32) Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát

của vòng đồng tốc khi chuyển từ số 3 về số 2

KJ/m2

172 Lr(43) Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát

của vòng đồng tốc khi chuyển từ số 4 về số 3

KJ/m2

LỜI NÓI ĐẦU

Trong quá trình phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội, việcvận chuyển hàng hóa hành khách có vai trò to lớn Trong các loại hình vận chuyển thìvận chuyển bằng ô tô là loại hình thích hợp nhất khi vận chuyển trên các loại đườngngắn và trung bình bởi việc vận chuyển bằng ô tô có khả năng đáp ứng tốt hơn vềnhiều mặt so với các loại phương tiện vận chuyển khác do đặc tính đơn giản, an toàn,

cơ động Ô tô có thể đến được nhiều vùng, nhiều khu vực địa điểm mà các phương tiệnkhác khó có thể thực hiện được Nó có thể đưa đón khách tận nhà, giao hàng tận nơi,đưa hàng tới tận công trình…vv, mà giá cước phù hợp với nhu cầu của nhân dân Ngày nay, do nhu cầu vận chuyển hàng hóa và hành khách tăng nhanh, mật độ vậnchuyển lớn Đồng thời cùng với sự mở rộng và phát triển đô thị ngày càng tăng thìvận chuyển bằng ô tô lại càng có ưu thế Ở các nước đang phát triển, công nghiệp ô tô

là ngành kinh tế mũi nhọn Trong khi đó, ở nước ta ngành công nghiệp ô tô mới chỉdừng lại ở mức khai thác sử dụng và sửa chữa bảo dưỡng Những năm 1985 trở vềtrước các loại ô tô hoạt động ở Việt Nam đều là ô tô nhập ngoại với nhiều chủng loại

do nhiều công ty ở các nước sản xuất Ở nước ta hiện nay đã có 14 công ty liên doanh

đã và đang hoạt động như TOYOTA, MERCEDES – BENZ VMC, DEAWOO,MITSUBISHI, NISSAN, FORD… Ngoài ra còn kể đến một số hãng trong nước nhưTrường Hải, Mê Kông, Vinasuki, Cửu Long… Với việc nhiều nhà máy ô tô tiên tiếnmọc lên, Ngày nay ô tô càng ngày càng được sử dụng rộng rãi trong đời sống thực tế

vì những tiện ích mà nó mang lại Một trong những bộ phận không thể thiếu của ô tô

và ảnh hưởng trực tiếp đến quá trình điều khiển ô tô, đó là hộp số Có hai loại hộp sốchính là hộp số cơ khí và hộp số tự động Hộp số tự động được sử dụng nhiều hơnnhưng đối với nước ta do điều kiện kinh tế, giao thông nên hộp số cơ khi vẫn còn kháphố biến Vì vậy tìm ra các giải pháp tác động để cải tiến các bộ phận làm cho phươngtiện ôtô phù hợp với điều kiện giao thông ở Việt Nam là một yêu cầu mang tính cấpbách

Với mong muốn, góp phần nâng cao chất lượng nghiên cứu, giảng dạy ở các

trường Đại học, trung tâm nghiên cứu chuyên ngành, đề tài “ Ứng dụng phần mềm

Matlab và simulink trong tính toán và thiết kế hộp số cơ khí trên ô tô ” được thực

hiện với mục tiêu:

- Nghiên cứu tổng quan về hộp số cơ khí

- Đưa ra các bước, cơ sở tính toán hộp số

- Đưa ra được các lưu đồ thuật giải

- Mô phỏng được các bước trong quá trình tính toán thiết kế hộp số bằng phầnmềm Matlap Simulink

- Đánh giá kết quả quá trình tính toán thiết kế cho chiếc xe cụ thể

Ngoài lời nói đầu, kết luận và kiến nghị đề tài được bố cục thành 5 chương gồm:

Chương I : Tổng quan về vấn đề nghiên cứu

Chương II : Cơ sở lý thuyết và tính toán thiết kế hộp số cơ khí.

Chương III : Giới thiệu về phần mềm Matlab – Simulink và lưu đồ thuật giải Chương IV : Ứng dụng phần mềm trên một chiếc xe cụ thể.

Chương V : Kết luận - kiến nghị.

Nội dung của đề tài có thể hình thành các tài liệu giảng dạy và là cơ sơ lý thuyếtcho việc nghiên cứu, tính toán các bộ phận khác trên ôtô

Dưới sự chỉ đạo, hướng dẫn của các thầy giáo trong bộ môn ôtô và trực tiếp là

thầy Đồng Minh Tuấn và sự hỗ trợ của các bạn đồng nghiệp đề tài đã hoàn thành mục

tiêu, nội dung đề ra Kết quả nghiên cứu của đề tài là sản phẩm của khoa cơ khí độnglực trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Hưng Yên

Tuy nhiên trước quá trình ứng dụng khoa học kỹ thuật hiện đại trên ôtô khôngngừng hoàn thiện và do điều kiện còn hạn chế về thời gian và kinh phí, chắc chắn đềtài còn nhiều thiếu khuyết – Tác giả thành thật mong muốn các Thầy và các bạn đồngnghiệp thông cảm và đóng góp ý kiến để đề tài hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng yên, ngày 20 tháng 08 năm 2010

Sinh viên: Nguyễn Đình Khởi

CHƯƠNG I : TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU

1.1.Giới thiệu chung về các loại hộp số cơ khí đang được sử dụng hiện nay.

Trong ngành sản xuất và chế tạo ô tô trên thế giới, thì xe du lịch và xe tải chiếm một

tỉ lệ rất lớn Hiện nay trên thế giới phần lớn các xe du lịch đã được trang bị hộp số tựđộng, nhưng nói chung ở nước ta các xe du lịch và xe tải vẫn đang dùng hộp số cơ khí,bởi một phần vì điều kiện kinh tế còn chưa phát triển, đường xá, hệ thống giao thôngchất lượng chưa cao, do vậy các phương tiện sử dụng hộp số cơ khí có ưu điểm hơncả

Trên các bộ phận tổng thành của ô tô thì hộp số là một bộ phận rất quan trọng vàkhông thể thiếu trong hệ thống truyền lực Hiện nay, ô tô sử dụng nhiều loại hộp sốkhác nhau, mỗi loại có những tính năng riêng, có hai loại cơ bản là hộp số có cấp và vôcấp, đây là hai loại hộp số thường dùng phổ biến trên các xe du lịch và xe tải Hộp số

cơ khí có cấp có ưu điểm là kết cấu đơn giản giá thành rẻ, đảm bảo được các yêu cầu

về tỷ số truyền, đáp ứng được yêu cầu sử dụng ô tô Đối với ô tô du lịch và ô tô tảingười ta thường sử dụng hộp số 4 cấp, 5 cấp số và hộp số nhiều cấp số

Một số đặc điểm chung của hộp số cơ khí có cấp như: tỷ số truyền của hộp số có ảnhhưởng rất lớn tới khả năng làm việc của động cơ, do đó ảnh hưởng đến tính năng hoạtđộng của xe Tùy theo tải trọng của xe cũng như khả năng vượt dốc của xe mà sốlượng số truyền ít hay nhiều

1.2.Tổng quan các thành tựu đạt được trong lĩnh vực nghiên cứu hộp số cơ khí:

1.2.1 Tình hình nghiên cứu về hộp số cơ khí trên thế giới:

Hộp số cơ khí ra đời từ rất lâu tiếp sau đó là sự ra đời của hộp số tự động và hộp sốbán tự động nhưng mỗi loại hộp số vẫn có những ưu nhược điểm khác nhau Do vậyhiện tại thì các hãng xe trên thế giới vẫn không ngừng nghiên cứu cải tiến và sản xuấthộp số cơ khí vì có nhiều vùng, miền trên thế giới do đặc điểm về kinh tế, địa hình,thời tiết mà ô tô sử dụng hộp số cơ khí chiếm ưu thế lớn Trên thế giới đã có rất nhiều

đề tài nghiên cứu về lĩnh vực hộp số ví dụ như:

Đề tài: Automatic optimization procedure of acomplete gearbox for weight,

efficiency, costs and dimensional restrictions của tác giả Dr.-Ing Ulrich Kissling,Director, Dipl.-Ing Raine Kivelä, Chief Engineer,KISSsoft AG, Hombrechtikon,

Switzerland Đề Tài : Experimental study of noise in automotive của tác giả Younes

Kadmiri, Engineer/Ph.D, Research Engineer, Emmanuel Rigaud, Associate Professor,

Joel Perret Liaudet, Associate Professor, Ecole Centrale de Lyon, Ecully, France; Đề

tài: Simulation of the angle-depending backlash and the synchronous run of planetary

của tác giả Dipl.-Ing Stefan Thielemann, Dipl.-Ing.Markus Lutz, R&D Servogears,Dipl.-Ing.Roland Denefleh, Head of R&D Standardgears, SEW-Eurodrive GmbH &

Co KG, Bruchsal, Germany; Đề tài : Micropitting of big gearboxes: Influence of

flank-modification and surface-roughness của các tác giả Dipl.-Ing Khashayar Nazifi,Verification and Validation Engineer, Technology R&D, Drive Train R&D, VestasNacelles Deutschland GmbH, Dortmund, Germany, Dr.-Ing Günter Lützig, GroupLeader Construction, Division Plastic and Rubber , Machines, PIV Drive GmbH, BadHomburg, Germany, Prof Dr.-Ing Wolfgang Predki, Head of the Chair of Mechanical

Components and Power Transmission, Ruhr University of Bochum, Germany; Đề tài:

Global deformation of gearboxes used in wind turbines and its influence on theplanetary stages tooth engagement của các tác giả Dipl.-Ing (FH) Arno Klein-Hitpaß,Head of Research and Development, Dr Ralf-Martin Dinter, Winergy AG, Voerde,

Germany; Đề tài : Hansen 13 MW/17MW single stage technology gearbox for next

generation high speed design for wind turbine application của các tác giả Dipl.-Ing.Dirk-Olaf Leimann, Manager Technology Development, Senior Technologist, Hansen

Transmissions, Kontich, Belgium; Đề tài :Test rig simulation and validation for

reliable gearboxes của các tác giả Dr.-Ing Frank-D Krull, Head of R&D Department,Research and Development (EAT-F&E), Eickhoff Antriebstechnik GmbH, Bochum,Germany

Qua mỗi đề tài trên, mỗi đề tài đã có những mục tiêu, nội dung phương phápnghiên cứu khác nhau và đạt được kết quả nhất định trong đó nổi trội nhất là côngtrình nghiên cứu với đề tài : Experimental study of noise in automotive Gearboxes củatác giả Younes Kadmiri, Engineer/Ph.D, Research Engineer, Emmanuel Rigaud,Associate Professor, Joel Perret Liaudet, Associate Professor, Ecole Centrale de Lyon,Ecully, France Trong đó tác giả đã phân tích được các yếu tố tạo ra tiếng ồn trong hộp

số, tiến hành phân tích tìm ra nguyên nhân, công trình đã đạt được:

- Phân tích được các yêu tố tác động gây ra tiếng ồn trong hộp số

- Phân tích đưa ra nguyên nhân cụ thể

- Tiến hành tính toán cải thiện các bộ phận của hộp số để giảm tiếng ồn

số hạn chế:

- Dựa trên các giả thiết đơn giản

- Vẫn chưa xét tới các yếu tổ ảnh hưởng tới hộp số trong quá trình tính toán

- Đề tài mới dừng lại ở nghiên cứu lý thuyết và thử nghiệm mô hình, chưa có ứngdụng thực tế

Hiện nay trên thế giới hộp số cơ khí vẫn đóng một vai trò quan trọng đặc biệt là tạicác nước đang phát triển vẫn còn nhiều hãng sử dụng loại hộp số này như :DEAWOO, MITSUBISHI, NISSAN, FORD… vvv

1.2.1 Tình hình nghiên cứu về hộp số cơ khí ở Việt Nam:

Những kết quả nghiên cứu về hộp số cơ khí trên ô tô ở Việt Nam còn nhiều hạnchế, chưa có công trình chuyên sâu nghiên cứu tính toán tổng thể về hộp số Một số đề

tài ở Việt Nam hoặc ở nước ngoài mà tác giả là người Việt Nam chủ yếu đi sâu vàonghiên cứu một phần trong hộp số cơ khí như :

- Đề tài: “Thiết kế hộp số truyền động cơ khí hai trục, bốn số tiến và một số lùi

cho xe du lịch 4 chỗ ngồi ” – Trường Đại Học Nha Trang ; Đề tài: Thiết kế hộp số 2

trục 4 số tiến và 1 lùi trên xe SKODA 100 MB ( cộng hòa Czech ) – Đại Học CôngNghiệp T.P Hồ Chí Minh

Qua phân tích các đề tài nêu trên cho thấy các tác giả đã đạt được những thànhcông nhất định, đưa ra được cơ sở tính toán hộp số, tiến hành kiểm nghiệm bền nhưngchưa có phần mềm để kiểm nghiệm do vậy mất rất nhiều thời gian để tính toán

Với hiểu biết chưa nhiều ở nước ta Đề tài: “ Ứng dụng phần mềm Matlab và

simulink trong tính toán và thiết kế hộp số cơ khí trên ô tô ” Với mong muốn tham

gia một phần về mảng hộp số cơ khí giúp cải thiện tính năng động lực học của ôtô đặcbiệt là cơ sở giúp các kỹ sư tính toán thiết kế hộp số trong các nhà máy ôtô tại ViệtNam Ngoài ra đề tài còn là tài liệu tham khảo phục vụ cho sinh viên, giảng viên ở cáctrường Đại học nói chung và Trườg Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Hưng Yên nói riêng

1.3 Nhiệm vụ, nội dung của đề tài:

1.3.1 Nhiệm vụ của đề tài.

- Nghiên cứu tổng quan về hộp số cơ khí

- Đưa ra được các bước tính toán hộp số cơ khí

- Đưa ra được các lưu đồ thuật giải

- Mô phỏng được các bước tính toán thiết kế hộp số cơ khí bằng ứng dụng phầnmềm Matlap & Simulink

- Đánh giá kết quả quá trình thiết kế cho một chiếc xe cụ thể

1.3.2 Nội dung của đề tài

Từ nhiệm vụ trên, đề tài được thực hiện với các nội dung sau :

- Một là: phân tích và đưa ra các cơ sở tính toán hộp số cơ khí trong đó chọn các

phương pháp là tối ưu nhất cho quá trình tính toán thiết kế hộp số

- Hai là: đưa ra được các lưu đồ thuật giải, xác định các thông số cơ bản.

- Ba là: xây dựng mô phỏng quá trình thiết kế tính toán hộp số cơ khí bằng phần

mềm Matlap & Simulink

1.4.2 Phương pháp nghiên cứu.

Đề tài được thực hiện theo phương pháp nghiên cứu lý thuyết về quá trình tính

toán thiết kế hộp số cơ khí kết hợp với phần mềm Matlap và Simulink để diễn tả quátrình

CHƯƠNG II :CỞ SỞ LÝ THUYẾT VÀ TÍNH TOÁN HỘP SỐ CƠ KHÍ

I Tổng quát chung về hộp số cơ khí:

1.1 Công dụng, phân loại và yêu cầu hộp số cơ khí :

Phân loại theo tỷ số truyền:

- Hộp số vô cấp: tỷ số truyền tăng giảm liên tục trong một khoảng nhất định

- Hộp số có cấp: tỷ số truyền tăng giảm theo từng cấp

Phân loại theo phương pháp truyền lực:

- Hộp số cơ khí: truyền lực bằng các khâu cơ khí

- Hộp số điện từ: truyền lực bằng điện từ

- Hộp số thuỷ lực: truyền lực bằng thuỷ lực

Phân loại theo phương pháp điều khiển:

- Hộp số cơ khí

- Hộp số thuỷ lực

- Hộp số bán tự động

Phân loại theo số trục:

- Loại hai trục: trục chủ động ( trục vào ), trục bị động ( trục ra )

- Loại có ba trục: trục chủ động ( trục vào ), trục bị động ( trục ra ) và có thêm trụctrung gian

1.1 3 Yêu cầu của hộp số:

- Có tỷ số truyền phù hợp với điều kiện làm việc.

- Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học.

- Phải có hiệu suất làm việc cao.

- Làm việc không gây tiếng ồn.

- Kích thước nhỏ, điều khiển dễ dàng, bảo quả và dễ sữa chữa.

1.2 Cấu tạo chung của hộp số cơ khí:

Trục chủ động: của hộp số là trục bị động của ly hợp, đựơc đúc liền với bánh răng

chủ động, nó được gối trên hai ổ bi một đặt trong lòng bánh đà, một đặt trên vỏ hộp sốtrên trục chủ động có lỗ đặt ổ bi cho trục bị động

Trục bị động: của hôp số được đặt trên ổ bi gối trong bánh răng chủ động và ổ bi

cầu được đặt trên vách ngăn Các bánh răng số được lắp lồng không trên trục nhờ các

ổ bi kim Tâm của trục bị động thẳng hàng với tâm của trục chủ động

Trục trung gian: Bao gồm các bánh răng có đường kính khác nhau, được chế tạo

thành một khối và được bắt chặt trên trục và khối bánh răng này được lắp trên cácvòng bi đũa hoặc đúc liền với trục trục trung gian được đặt trên hai ổ bi gối trên vỏhộp số

Trục số lùi: Được lắp cố định trên vỏ hộp số, có bánh răng được lắp trên trục nhờ

bi kim

1.3 Chọn sơ đồ để tính toán hộp số cơ khí:

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 sau:

6

- 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:

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

- Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao

- Hiệu suất truyền lực cao

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

Nhằm nâng cao tuổi thọ cho các bánh răng ăn khớp, trong hộp số cơ khí có cấpthường bố trí bộ đồng tốc Nhiệm vụ của bộ đồng tốc là cân bằng tốc độ góc của cácchi 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

Số lượng cấp số của hộp số nhiều hay ít phụ thuộc vào loại ô tô máy – máy kéo

và điều kiện làm việc của phương tiện mà mình phải thiết kế

 yêu cầu thiết kế, kiểm nghiệm hộp số:

Thiết kế tính toán hộp số cơ khí gồm 3 phần cơ bản:

- Chọn sơ đồ động của hộp số khi biết số lượng số truyền và tỷ số truyền của từngsố

- Xác định chế độ tải trọng khi tính toán các chi tiết của hộp số và xác định các kíchthức cơ bản của chúng, đồng thời phối hợp các kích thức liên quan với nhau để đảmbảo hộp số hoạt động tốt

- Tính toán sức bền của các chi tiết trong hộp số

 Các sơ đồ thiết kế tính toán hộp số cơ khí trên ô tô:

a Sơ đồ hình ( 2.2 ) là hộp số 2 trục, 4 cấp Loại hộp số này thường dùng cho ô tôloại nhỏ và trung bình, động cơ đặt sau dẫn động cầu trước hoặc cầu sau:

Hình 2.2 Sơ đồ hộp số 2 trục số 4 cấp

c Sơ đồ hình (2.3) là hộp số có 3 trục có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp

số Loại này thường dùng trên ô tô con, số IV là số truyền thẳng Số I và số lùi đượcgài bằng khớp răng, số II, III IV được gài bằng bộ đồng tốc Các bánh răng trên trụctrung gian được chế tạo liền thành một khối quay lồng không trên trục trung gian

Hình 2.3 Sơ đồ hộp số 4 cấp

d Sơ đồ hình (2.4) là hộp số có 3 trục có trục sơ cấp thứ cấp đồng tâm 4 cấp số Loạinày thường dùng trên ô tô con Số IV là số truyền thẳng Số II, III, IV, V được gàibằng bộ đồng tốc Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặp trêntrục trung gian

Hình 2.4 Sơ đồ hộp số 5 cấp

e Sơ đồ hình (2.5) là hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp số.Loại này thường dùng trên ô tô con và trên ô tô vận tải trung bình Số IV là số truyềnthẳng Số I, II được gài bằng khớp răng Số III, IV được gài bằng bộ đồng tốc Cácbánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục trung gian

Hình 2.5 Sơ đồ hộp số 4 cấp

g Sơ đồ hình ( 2.6) là hộp số có 3 trục, trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 5 cấp.Loại này thường dùng trên ô tô vận tải và có 2 phương án:

+ Số truyền cuối cùng là số truyền tăng ( i hIV< 1)

+ Số truyền cuối cùng là số truyền thẳng (i hIV=1)

Hộp số 5 cấp thường khác nhau ở số cặp bánh răng luôn ăn khớp, số lượng đồng tốc

và khớp nối

Hình 2.6 Sơ đồ hộp số 5 cấp

h Sơ đồ hình (2.7) là hộp số nhiều cấp, gồm có hộp số chính có 4 số tiến và 1 số lùi

và hộp số phụ đặt trước hộp số chính Hộp số phụ có 2 cấp 1 số truyền thằng cà 1 sốthấp

Hình: 2.7 Sơ đồ hộp số 4 cấp

i Sơ đồ hình (2.8) là hộp số nhiều cấp, gồm có hộp số chính có 5 số tiến và 1 số lùi vàhộp số phụ đặt sau hộp số chính Hộp số phụ có 2 cấp, 1 số truyền thẳng và 1 số truyềnthấp

Hình: 2.8 Sơ đồ hộp số 5 cấp Đối với đồ án này em chọn hai sơ đồ để tính toán là:

+ Với hộp số 3 trục 4 cấp số : chọn hình ( 2.3 ) là hộp số có 3 trục có trục sơ cấp

và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp Loại này thường dùng trên ô tô con, số IV là số truyềnthẳng Số I và số lùi được gài bằng khớp răng, số II, III, IV được gài bằng bộ đồng tốc.Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo liền thành một khối quay lồng khôngtrên trục trung gian

+ Với hộp số 3 trục 5 cấp số : chọn hình ( 2.6 ) là hộp số có 3 trục, trục sơ cấp vàtrục thứ cấp đồng tâm, 5 cấp Loại này thường dùng trên ô tô vận tải và có 2 phươngán:

- Số truyền cuối cùng là số truyền tăng ( i hIV< 1)

- Số truyền cuối cùng là số truyền thẳng (i hIV=1)

Hộp số 5 cấp thường khác nhau ở số cặp bánh răng luôn ăn khớp, số lượng đồng tốc

và khớp nối

Ưu điểm:

+ Kết cấu đơn giản nên việc tính toán thiết kế đơn giản

+ Được sử dụng nhiều trên các xe sử dụng hộp số hiện nay

+ Sử dụng được nhiều các bố trí để thiết kế

+ Qúa trình bảo dưỡng và sữa chữa dễ dàng

1.4 Bộ đồng tốc:

1.4.1 Bộ đồng tốc loại I ( loại chốt hãm )

Tùy theo kết cấu cụ thể mà bộ đồng tốc hộp số ôtô có nhiều kiểu khác nhau, tuyvậy chúng đều có cấu tạo chung sau:

- bộ phận nối (1) : có cấu tạo tương tự ống gài nối then hoa với trục ( tức là có thể di

trượt về phía phải hoặc phái trái để nối với bánh răng số (4) khi đã đồng đều tốc độ

- chốt hãm (2) : có nhiệm vụ tạo ra phản lực tác dụng ngược lên bộ phận nối (1) để

chống gài số khi chưa đồng đều tốc độ giữa bộ phận nối (1) và bánh răng số (4)

- vành ma sát đồng tốc (3): Có nhiệm vụ tạo ra mômen ma sát giữa vành ma sát (3)

với bề mặt ma sát trên bánh răng số (4) nhằm làm đồng đều tốc độ giữa chúng khi gàisố

- Bộ định vị : Gồm có bi định vị (5) và chốt (6) có nhiệm vụ giữ cho các vành ma sát

luôn ở vị trí trung gian khi chưa gài số, đồng thời cho phép đưa vành ma sát (3) vàotiếp xúc trước với vành ma sát trên bánh răng (4) khi gài số

Bộ đồng tốc kiểu Ia với kiểu bộ phận nối liền khối như ống gài được sử dụng khá phổbiến ở các xe tải và xe khách cỡ trung bình và lớn nhờ kết cấu vững chắc

Hình 2.9: Kết cấu bộ đồng tốc loại Ia ( Bộ phận nối kiểu liền )

Các nhà máy MAZ và KRAZ (của Liên Xô cũ ) sử dụng đồng tốc Ib với bộ phận nốikiểu rời ( gồm các chi tiết 1a và 1b ) Cũng như các nguyên tắc cấu tạo và nguyên lýlàm việc tương tự Chỉ khác là hai vành ma sát (3) của đồng tốc được làm liền khối, dovậy bộ phận nối được tách rời và liên kết với nhau thông qua chốt hãm (2) Nhượcđiểm của loại này là phải chế tạo hốc hãm (H) trên ống ma sát (3) trở nên khó khănhơn

Hình 2.10: Bộ phận đồng tốc loại Ib ( bộ phận nối kiểu rời )

1.4.2 Bộ đồng tốc loại II ( răng hãm ):

Trên hộp số ô tô du lịch, vận tải và khách cỡ nhỏ kích thức của các bánh răng hộp

số nhỏ, không đủ không gian để thiết kế bộ đồng tốc loại I Hơn thế nữa, tải trọng tácdụng lên bề mặt hãm nói chung không lớn nên có thể sử dụng chính bề mặt nghiêngcủa các bánh răng để làm bộ phận hãm Đồng tốc này được gọi là Đồng tốc loại II Tùy theo kết cấu cụ thể, mà bộ đồng tốc loại II của hộp số ô tô có nhiều kiểu dángkhác nhau nhưng đều có nguyên tắc cấu tạo sau:

+ Bộ phận nối (1) : Làm nhiệm vụ nối bánh răng quay trơn (4) với trục (5), bộ phận

nối có cấu tạo tương tự ống gài, di trượt dọc trục bằng khớp nối then hoa Các bánhrăng của bộ nối (1) được vát nghiêng với 1 góc  đủ nhỏ để chống gài số khi bánhrăng gài (4) chưa đồng đều tốc độ với trục (5)

+ Bộ Phận Hãm (2) : Có nhiệm vụ chống lại việc gài số khi bánh răng (4) chưa đồng

đều tốc độ với trục (5) Bộ phận hãm có cấu tạo gồm vành răng hãm (2) gắn trên vànhcôn ma sát (3) Các răng của vành răng hãm (2) đều được vát nghiêng với góc  cùngvới các răng trên bộ phận nối (1) nhằm chống lại việc gài số khi bánh răng (4) chưađồng đều tốc độ với trục (5)

+ Bộ phận ma sát: gồm các vành răng ma sát (3) có nhiệm vụ làm đồng đều tốc độ

giữa bánh răng số (4) với bộ đồng tốc tức là đồng đều tốc độ với trục (5)

+ Bộ định vị : Có nhiệm vụ giữ cho các vành ma sát ở vị trí trung gian khi bộ đồng

tốc không làm việc Đồng thời cho phép đưa vành ma sát (3) vào tiếp xúc với bề mặtcôn ma sát trên bánh răng số (4) khi bắt đầu tiến hành gài số

Các loại bộ đồng tốc loại răng hãm:

Hình 2.11 : Kết cấu bộ đồng tốc loại IIa ( kiểu bi định vị )

1- Bộ phận nối 2- Vành răng hãm 3- Vành ma sát 4- Bánh răng 5- Trục sơ cấp 6- Bi định vị 7- Thanh trượt

 - Góc nghiêng của mặt côn ma sát rms –Bán kính ma sát trung bình

 - Góc nghiêng của bề mặt hãm r - Bán kính trung bình của mặt hãm

Hình 2.12: Kết cấu bộ đồng tốc loại IIb ( kiểu thanh trượt định vị )

1- Bộ phận nối( ống nối ) 2- Vành răng hãm

3- Vành côn ma sát 4- Bánh răng số

5- Trục hộp số 6- Lò xo định vị thanh trượt 7- Thanh trượt định vị

 - Góc côn của vành ma sát

 - Góc nghiêng phản lực của các vành răng hãm

Hình 2.13: Kết cấu bộng đồng tốc loại IIc ( Kiểu ống trụ đẩy định vị )

1- Bộ phận nối 2- Vành răng hãm 3- Vành ma sát

4- Bánh răng 5- Trục hộp số 6- Lò xo định vị 7a- Ống trụ định vị 7b- Chốt định vị

 - Góc nghiêng của mặt côn ma sát rms –Bán kính ma sát trung bình

- Góc nghiêng của bề mặt hãm r - Bán kính trung bình của mặt hãm

Hình 2.14: Bộ đồng tốc loại IId ( Kiểu định vị lò xo định vị hướng trục )

1- Bộ phận nối 2- Vành răng hãm 3- Vành côn ma sát 4- Bánh răng sô 5- Lò xo định vị 6- Vòng chặn

rms –Bán kính ma sát trung bình  - Góc nghiêng của bề mặt hãm

r - Bán kính trung bình của mặt hãm

1.5 Cơ cấu điều kiển hộp số:

- Điều khiển trực tiếp: Loại này lắp cần chuyển số trực tiếp trên hộp số Người ta

dùng loại này ở các xe FR cỡ nhỏ thao tác chuyển số nhanh và dễ xử lý

- Điều khiển gián tiếp: Loại này liên kết cần chuyển số với hộp số bằng cáp hoặc các

2.1 Chọn tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hộp số ô tô xác định bằng tính toán lực kéo

+ Tỷ số truyền ở tay số I xác định theo công thức :

tl e

bx h

i M

r G i





.

0 max

max

1  Trong đó :

max

 : Là hệ số cản chuyển động

G : Là trọng lượng toàn bộ của ô tô

rbx : Là bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp

Memax Mô men cực đại của động cơ

i0 : Là tỷ số truyền của truyền lực chính

tl

 : Là hiệu suất của truyền lực

+ Tỷ số truyền của truyền lực chính

0 .2r,bx65

Trong đó:

 hệ số vòng quay của động cơ

Đối với ô tô du lịch   30  40

Đối với ô tô vận tải   40  50

+ Ở hộp số 3 cấp với số III là số truyền thẳng :

2.2 Chế độ tải trọng khi thiết kế:

2.2.1 Tải trọng tính từ động cơ đến chi tiết đang tính của hộp số ( theo mô men của động cơ) :

Áp dụng công thức : Mt = Me.i (N.m)

Trong đó:

Mt - Mômen tính toán ở chi tiết cần tính

Me - Mômen của động cơ Me= Memax

i - Tỷ số truyền tính từ động cơ đến chi tiết cần tính toán

2.2.2 Tải trọng tính từ các bánh xe chủ động đến chi tiết cần tính toán theo điều kiện bám lớn nhất của các bánh xe với mặt đường hay với đất:

Áp dụng công thức:

'

max max

+ Đối với ô tô du lịch ( a = 14,5  16 , 0)

+ Đối với ô tô vận tải ( a = 17,0 19 , 5)

+ Đối với ô tô có động cơ điezen ( a = 20,5 21 , 5)

+ Đối với hộp số phụ và hộp phân phối ( a = 17,0 21 , 5)

2.4 Chọn môđun bánh răng:

Việc chọn môđun răng còn thống nhất đối với các bánh răng trong cùng hộp số để

đơn giản công nghệ chế tạo và sửa chữa Để giảm trọng lượng hộp số khi có cùngkhoảng cách trục, nên tăng môđun và giảm chiều rộng vành răng Có 3 cách để xácđịnh môđun của bánh răng

+ Môđun bánh răng được xác định theo công thức

( 1 )

2



 z A COS i

Trong đó :

Z1 : Số răng của bánh răng chủ động

i : Tỷ số truyền của cặp bánh răng đang tính

1

' 1

z

z

i  '

1

z Bánh răng ăn khớp với bánh răng z1

A : Khoảng cách giữa các trục sơ bộ đã được chọn

Bảng II.1 : Môđun pháp tuyến các bánh răng hộp số ô tô theo môđun động cơ.

+ Chọn môđun ô tô theo đồ thị

- Đối với ô tô, môđun pháp tuyến của bánh răng được chọn theo đồ thị ở hình sau: Mômen quay cực đại trên trục thứ cấp của hộp số

M  t M emax i h1

Mt

Hình 2.15 : Đồ thị để chọn môđun pháp tuyến của hộp số ô tô

Chú ý: Với bánh răng trụ răng thẳng chọn môđun gần với đường cong phía trên, còn

với răng trụ răng nghiêng thì ta chọn gần với đường cong phía dưới của đồ thị

 Góc nghiêng  của răng được xác định thỏa mãn hai điều kiện:

b : Chiều rộng của vành răng (mm)

Đối với bánh răng thẳng : b (4,47,0) mm

Đối với bánh răng nghiêng: b ( 7,0 8,6) mm

- Các lực chiều trục tác dụng lên các bánh răng nghiêng của trục trung gian phải cân bằng nghĩa là:

1

1 r

r tg

i , r i : Góc nghiêng và bán kính vòng tròn lăn của bánh răng trên trục trung gian

ở số truyền i nào đó

 1 , r1 : Góc nghiêng và bán kính vòng lăn tròn của bánh răng dẫn động trục trung gian

Góc nghiêng  của các răng chọn theo kinh nghiệm như sau:

Đối với ô tô con :  =300  500

.

Đối với ô tô vận tải = 200  300

.

2.5 Xác định số răng của các bánh răng:

Sau khi đã chọn được khoảng cách trục sơ bộ A giữa các trục, môđun của bánh

răng (m), góc nghiêng của răng  (nếu có) thì lượng răng của các bánh răng được xácđịnh theo

2.5.1 Đối với hộp số 2 trục:

n i m COS A

z   

- Số truyền thứ n của hộp số : 2. .(1 )

hn n

n

i m COS A n

z   

Trong đó :

m n Môđun pháp tuyến của răng

 1, 2… ,n Góc nghiêng của răng số thứ nhất, thứ 2…., số thứ n của hộp số

i 1 i 2……i hn Tỷ số truyền ở số thứ nhất, số thứ hai, ……, số thứ n của hộp số

b Khi chưa biết khoảng cách trục (A)

Ta chọn số lượng răng của bánh răng chủ động ở số truyền thứ nhất của hộp số :

)

1 1 1 cos



cos

m

Z Zn

Vậy số răng của bánh răng chủ động ở các số 1, 2,….n của hộp số được xác địnhtheo công thức :

2

1 ) 1

' 1 1

cos

cos ) 1 ( ) (



h

i z z

' 1

z 

 ………

2 ((11 ')))

hn

n

i z z

z 



z h

i  '

2.5.2 Đối với hộp số 3 trục( trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm).

Sau khi đã biết khoảng cách trục ( A ), môđun (mn ) và góc nghiêng 

- Số lượng răng của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp có thểchọn theo điều kiện cắt chân răng, nghĩa là z a  13

- Số lượng răng của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp, xácđịnh theo công thức :

Sau khi tính toán, ta làm tròn số răng và xác định tỷ số truyền của cặp bánh răngluôn ăn khớp ( i a ) :

i 1

i

i g

i 2

2  ……… ’ hn a

i

i gn

z   

2 2m.n(.1 i g2)1

COS A g

z    ………

2. (.1 )1

gn

n i m COS A gn

z    Sau khi tính toán thì z 1 z 2……z gn ta phải làm tròn số răng

- Xác định số lượng răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp:

Sau khi tính toán thì ta phải làm tròn số răng:

- Xác định lại số truyền của các cặp bánh răng gài số

1

' 1

g

z

z g

i  ,

2

' 2

g

z

z g

i  '

- Xác định lại tỷ số truyền của hộp số, khi đã có các số lượng của các bánh răng đã làm tròn số

1

' 1 ' . 1

g a

a

z

z z

z g a

g a

a

z

z z

z g a

a

z

z z

z gn a

h i i

i 1  ' . '

2.6 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục (A):

Sau khi xác định chính xác số lượng răng của các bánh răng và đã làm tròn thì có

thể xẩy ra trường hợp khoảng các trục A không còn như nhau nữa Vì vậy ta phải tínhlại khoảng cách trục A của tất cả các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong hộp sốtheo bảng:

2 ) ( 1

' 1

1 z z m

 A m2(cosz z a)

1

' 1

Để giải quyết sự sai lệch về khoảng cách trục ta có thể giải quyết bằng hai biện pháp:

- Biện pháp 1: thay đổi lại góc nghiêng  theo đúng công thức tổng quát:

c n n

A z z m

) ( '

- Biện pháp thứ 2: Dịch chỉnh góc bánh răng:

Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng theo các bước sau đây:

1 Xác định được hệ số dịch chuyển các trục hệ số thay đổi khoảng trục ( 0)

t   1   2

Trong đó:

1 - Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng 1

 2- Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng 2

Nếu số răng z1 và z2 lớn hơn 17 răng thì có thể thừa nhận gần đúng:

Kiểm tra điều kiện không làm nhọn răng theo bảng ( I-2 ) sách thiết kế hộp số chính

ô tô máy kéo Thì:

'

2  

Các điều kiện kiểm tra khi đã chọn 1 2

- Để đảm bảo truyền lực được tốt, khi chọn 1 2cần thõa mãn điều kiện là chiềudày răng ở đỉnh răng không được nhỏ quá tức là:

02 2 2 01 2

cos

sin (

5 , 0

ở đây: 0, góc ăn khớp của bánh răng khi không dịch chỉnh và đã dịch chỉnh

- Để tránh sự kẹp đầu răng khi ăn khớp đường kính vòng đỉnh cùa bánh răng lớnphải thỏa mãn điều kiện sau

D e2 D e2 max

4 2 4 01 cos 

01 2 max

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

- Đối với bánh răng thẳng không dịch chỉnh:

Bảng II -3 Bánh răng trụ răng thẳng không dịch chỉnh

cơ sở

Đường kính vòng đỉnh Dd Dd1=d1 +2m Dd2 = d2 =2mĐường kính vòng đáy Dc D C1d1 2 , 5m D C2 d2  2 , 5m

Chiều cao răng h h1  2 , 25m h2  2 , 25m

Chiều cao chân răng h c h c1  1 , 25m h c2  1 , 25m

Chiều dài răng trên

02 2 2 01 2

cos

sin (

5 , 0

Bảng II- 4 : Bánh răng trụ răng thẳng dịch chỉnh chiều cao.

1

2 2 1

d z

tg z d d

inv inv

D S

(

2

2 2 2

d z

tg z d d

inv inv

D S

1 cos 1

cos

d

D

d d



Trong đó:

2 0

2 cos 2

cos

d

D

d d

5 ,

0 m z1 z2A

C

d

1 0 2

C

d

2

2 2

h

m m

(

1 1 2 2 1

d z

tg z d d

inv inv

D S

(

2 2 2 2 2

d z

tg z d d

inv inv

D S

1 cos 1

cos

d

D

d d



Trong đó:

2 0

2 cos 2

cos

d

D

d d

1

z

z n

n

m s

Góc ăn khớp ở tiết diện

i i i i r G s

M max ... ..

0 max 

max

.

bx

i i i i r G tg

M max  max..0..

Bảng II -7 : Mômen truyền đến các trục hộp số

Trong đó:

i cc : Tỷ số truyền của bộ truyền lực cuối cùng

i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính

i f : Tỷ số truyền của của hộp số phụ

 max : Hệ số bám lớn nhất:  max = 0,7 0,9

G : Trọng lượng bán của ô tô hoặc máy kéo

r bx : Bánh kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động

Me : Mô men xoắn của động cơ

M

m z

M i

a tính bền uốn:

u d ms c tp gc bm P k

ntb k

k k k

k  . . . .

Trong đó :

P : Lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính (MN)

b : Chiều rộng làm việc của vành răng (m)

mntb : Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình

y : Hệ số dạng răng Đối với bánh răng nghiêng ta phải tính Ztd

Kd : Hệ số tải trọng bên ngoài

Đối với ô tô vận tải Kd = 2,0 2,5

Đối với ô tô con Kd = 1,5 2,0

Đối với ô tô vận tải có cơ tính cao Kd : 2,53

Kms : Hệ số tính đến ma sát

Đối với bánh răng chủ động :Kms : 1,1

Đối với bánh răng bị động : Kms= 0,9

Kc : Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng trên trục Đối với bánh răng công - xôn ở trục sơ cấp KC = 1,2

Đối với bánh răng di trượt trên trục thứ cấp Kc= 1,1

Đối với bánh răng luôn ăn khớp thì độ cứng của trục là bình thường KC=1

Ktp : Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây nên

Ktp = 1,1 1,3

Kgc : Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng, do phương pháp giacông gây Nên nếu góc lượn được mài Kgc=1,0

Nếu góc lượn không được mài Kgc=1,1

K: Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bềncủa răng: + Đối với răng thẳng K=1,0

+ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng:

tính hệ số K=1/ εa; với εa =[1,88-3,2(1/ Za+1/ Z’a)] cosβ

Ứng suất uốn phải thõa mãn điều kiện sau:

[u] =350  850 MN/m2đối với các bánh răng ở số I, số II

[u] =150  400 MN/m2đối với các bánh răng ở số III, số IV

[u] =300  1200 MN/m2đối với các bánh răng ở số lùi

b.Tính sức bền tiếp xúc:

Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toán ứng suất tiếp xúc theocông thức, tương ứng với chế độ tải trọng: đối với ô tô lấy bằng Mt, đối với máykéo lấy bằng Mt

1 1 cos sin

.

cos 418 , 0

r r b

E P

E – Môđun đàn hồi (đối với thép E = 2 ÷ 2,2KG/cm2)

Dấu cộng đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài

Dấu trừ đối với cặp bánh răng ăn khớp trong

- Đối với ô tô

[σtx-] = 1500 ÷3000 MN/m2 (1500 ÷ 30000 KG/cm2), đối với bánh răng thẳng.[σtx-] = 1000 ÷2500 MN/m2 (1000 ÷ 25000 KG/m2), đối với bánh răng nghiêng

Khi thiết kế trục số có thể chọn sơ bộ kích thước các trục như sau:

 Đối với trục sơ cấp:

d1  10 , 6 M emaxx(mm)

Ở đây :

d1 : Đường kính của trục sơ cấp tính theo mm

Memax : Mômen xoắn cực đại tính bằng N.m

 Đối với trục trung gian :

 – Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến

 – Góc nghiêng đường răng

Hinh 2.16 Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số

+ Từ sơ đồ trên ta vẽ sơ đồ các lực tác dụng lên các lực như sau:

- đối với trục trung gian:

 Xét phản lực tại các gối đỡ trục thứ cấp.

a P

P B



 AyP a  P1P B  0

 Tính phản lực tại các gối đỡ trục sơ cấp:

Xét mômen quanh điểm N theo trục oy

mNy  P M.a1 Pa(a1 b1 ) P A(a1 b1 )  0

1

)11.(

)11(

a

b a P b a Pa

a

b a Ra b

a R

R N  RaR M  R A

Xét mômen tại tiết diện nguy hiểm.(tiết diện m-m )

Mux(m m) R N.a1

Muy(m m) P N.a1

+ Tính bền trục theo điều kiện uốn.

Mômen uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục là:

2 2

uy ux

Trong đó:

M ux: Mômen uốn theo phương x

M uy: Mômen uốn theo phương y

Chọn đường d kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Theo bảng ( 7-3b ) sách thiết kế chi tiết máy ta tìm được 2 giá trị là

 Ứng suất tiếp lớn nhất:

0 max

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng zox.

f1 = (R1 +Ra).b12.(a1 + b1)/3.E.J - Q1r01.b1.( 2a1 + 3b1)/6.E.J Trong đó:

Ra : phản lực tại đầu trước trục thứ cấp.

r01 : bán kính vòng lăn của bánh răng 1.

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng yox

f2 = (P1 +Pa).b12.(a1 + b1)/3.E.J - Q1r01.b1.( 2a1 + 3b1)/6.E.J

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng zox

1 = (R1 + Ra ).b1.(2a1 + 3b1)/6.E.J - Q1r01.( a1 + 3b1)/3.E.J

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng yox

'1 = (P1 + Pa ) b1.(2a1 + 3b1)/6.E.J - Q1r01.( a1 + 3b1)/3.E.J

- Góc xoay tổng cộng: