Thiết kế hộp số ô tô con, động cơ xăng phương án 4

Chọn mô đun của bánh răng: m Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng thẳng.. Thay số ta thấy hệ số trùng khớp thoả mãn điều kiện đưa ra để đảm bảo ăn k

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ

BÁO CÁO THỰC TẬP TỐT NGHIỆP

Sinh viên thực hiện: La Văn Cương

Mã sinh viên: 1101598

Lớp chuyên nghành: Cơ khí ô tô B - K52 Giảng viên hướng dẫn: KS.Phạm Trung Dũng

2014

Phương án Loại ô tô Loại động cơ Ga1(KG) Ga2(KG)

I. Chọn sơ đồ động của hộp số

II III

II. Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số

1. Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A

Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục A đượctính theo công thức:

3 Memax

C sb

Trong đó ta có:

- Mô men cực đại của động cơ Memax = 17 (KGm) = 166,77 (N.m)

- a: Hệ số kinh nghiệm, với xe con ta chọn C = 15

Thay số ta tính được: Asb = 82,565 (mm)

2. Chọn mô đun của bánh răng: m

Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng thẳng Cặp bánh răng số 2 và cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn là bánh răng trụ răngnghiêng

Mô đun m của cặp bánh răng thẳng và mn của cặp bánh răng nghiêng phụ thuộcvào mô men cực đại trên trục thứ cấp Mt:

Mt = Memax ih1 = 0,16677 3,115 = 0.519489 (kNm)Dựa vào đồ thị hình 7 và giá trị Mt ta chọn được mô đun m và mn, kết hợp với các giá trị

mô đun tiêu chuẩn ta chọn: m = 3,5 ; mn = 2,75

3. Xác định số răng của các bánh răng.

- Ta chọn góc nghiêng của răng β = 300

- Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọntheo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za ≥ 13 Ta chọn Za=15 (răng)

- Số lượng răng Za’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp đượcxác định theo công thức sau:

00 , 37

2.A.cos '

a

Ta chọn Za’ = 37 (răng) Do đó tỉ số ia của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp là :

467 , 2

=

=

a a

i

Z

' a Z

- Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp sốlà:

i gn

565 , 82 2 )

1 1 (

=

g m

A g

Z

i

Chọn Zg1 = 21

33,261.11

'g =Z g i g =

Z

Chọn Zg1’= 26

26 , 30 ) 1

(

30 cos 565 , 82 2 ) 2 1 (

cos

2

2 = m + i = 2,75 + 0,7183 o =

g n

A g

Chọn Zg2 = 30

74,212

.22

'g =Z g i g =

Z

Chọn Zg2’= 22Với số lùi : ZL= Zg1’/igL= 16,66 Chọn ZL = 17; ZgL’= Zg1’= 26;

Vậy bánh trên trục phụ của số lùi ta chọn là: ZgL = 7;

- Sau khi tính được số răng của các cặp bánh răng gài số ta thấy tỉ số truyền của chúng đãtay đổi, vì trong quá trình chọn có quá trình làm tròn số răng của các bánh răng Tỉ sốtruyền sau khi chọn số răng là:

238,121

261

222

2

'

g Z g

Z g i

;

529 , 1 17 26

26.15

371

1

'

'1

g Z g Z a

Z a

Z g i a

i h i

809,130

22.15

372

2

'

'2

g Z g Z a Z a

Z g

i a

i h i

773 , 3 7

26 17

7 15 37

'

'

=

gL Z gL Z L Z gL Z a Z a

Z gL

i a

i hL i

4. Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.

Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làmthay đổi các khoảng cách trục A Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất cả cácbánh răng ăn khớp Công thức tính như sau:

Với bánh răng trụ răng thẳng: 2

) 2 1 ( Z Z m

=

Với bánh răng trụ răng nghiêng: 2 cos β

) 2 1

.( Z Z n

m

=

Lần lượt thay số ta có:

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: Aa = 82,56 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1: A1 = 82,25(mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2: A2 = 82,56 (mm)

Qua kết quả trên ta chọn: A = Aa = A2 = Ac = 82,56 (mm)

Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số

1 Do đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc của các cặp bánhrăng gài số 1:

- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục λ0:

00377 ,

0 25

, 82

25 , 82 56 , 82 1

) 1

A o

λ

- Với λ0 = 0,00377 tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án môn học Thiết kế hộp số chính ô

tô - máy kéo) ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối ξ0= 0,00383 và góc ăn khớp α = 200

Se1, 2 ≥ (0,2 ÷ 0,3).m

Ta có công thức tính chiều dày răng ở đỉnh S1 của bánh răng Zg1, và S1’ của bánh răng

Zg1’ như sau:

)(612,50 1.22

S =π + ξ α =

)(612,50.'

1.22

.'

S =π + ξ α =

Vậy thỏa mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không được quá nhỏ

+ Để đảm bảo ăn khớp êm dịu, khi chọn ξ1 và ξ1’ thì hệ số trùng khớp ε phải thoả mãnđiều kiện sau: ε ≥ 1,1 Với ε được tính như sau:

72,10

cos

sin.)2

'01

2

'1

201

21

−

=

α π

α ε

m

A d

d D d

d D

(α0 và α là góc ăn khớp của bánh răng khi không dịch chỉnh và sau dịch chỉnh Các thông

số khác lấy ở bảng 2)

Thay số ta thấy hệ số trùng khớp thoả mãn điều kiện đưa ra để đảm bảo ăn khớp êm dịu+ Để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp thì đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn phảithoả mãn điều kiện:

Dd1’ ≤ Dd1max

Với De2max được tính bằng công thức sau:

α cos 01 4

2 01

2 4 max

Dd1’ = 98,305 (mm) ≤ Dd1max = 102,56 (mm)

5. Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng

Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lậpthành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản

vẽ của hộp số

Bảng 3-1 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp.

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1 Tỉ số truyền i = ' = 2 , 467

a Z a

Z i

n

m s m

B B

25,4 (mm)

Bảng 3-2 Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

7 Khoảng cách trục khi ξt ≠ 0 Ac Ac = A.(λ0+1) = 82,56 (mm)

8 Hệ số thay đổi khoảng cáchtrục λ0 = − = 0 , 00377

A

A c

A o

15 Đường kính vòng chân răng Dc

Dc1 = 65,065 (mm)D’c1= 82,565 (mm)

16 Đường kính vòng cơ sở d0

d01 = d1.cosα0 = 69,07 (mm)d’01 = d1’.cosα0 =85,51(mm)

17 Đường kính vòng khởi thủy dK dK1=d1(λ0+1)= 73,78 (mm)

d’K1=d1’(λ0+1)= 91,34 (mm)

18 Chiều cao răng h h = 2,25.m-∆h0=7,87 (mm)

19 Chiều cao đầu răng hd

hd1=0,5(Dd1-dK1) = 3,51 (mm)h’d1=0,5(D’d1-d’K1)=3,48(mm)

Bảng 3-3 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2.

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

3 Bước pháp tuyến tn tn = π mn = 8,64

4 Góc nghiêng của răng β β = 300

5 Hướng răng

cos =

=β

n

m s m

12 Chiều cao răng h h = 2,25 mn = 6,188 (mm)

B B

25,4 (mm)

Bảng 3- 4 Thông số của bánh răng trụ răng thẳng trên trục phụ số lùi.

3 Bước cơ sở t0 t0 = t.cosα0 = 10,33

5 Đường kính vòng chia d dgL = m ZgL = 24,5 (mm)

6 Đường kính vòng đỉnh răng Dd DgL = dgL+2.m = 31,5 (mm)

7 Đường kính vòng chân răng Dc DcgL = dgL-2,5.m= 15,75(mm)

8 Chiều cao răng h hgL = 2,25 m = 7,875 (mm)

9 Chiều cao đầu răng hd hdgL = m = 3.5 (mm)

10 Chiều cao chân răng hc hcgL = 1,25.m = 4.375 (mm)

11 Chiều dày răng trên vòng trònchia S SgL = 0,5.t = 5,5 (mm)

12 Chiều rộng vành răng B B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 28

Bảng 3- 5 Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi trên trục trung gian

8 Chiều cao răng h hL = 2,25 m = 7,875 (mm)

9 Chiều cao đầu răng hd hdL = m = 3,5 (mm)

10 Chiều cao chân răng hc hcL = 1,25.m = 4,375 (mm)

11 Chiều dày răng trên vòng tròn

1. Mô men truyền đến các trục hộp số.

Bảng 4-1 Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số.

0

bx r G max M

i i i cc i

S

max

0

bx r G max M

i i i cc i

tg

max

bx r G max M

i i cc i

tc

max

ϕ ϕ

Ta tính giá trị của mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và mô mentính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng 4-1 Trong đó:

- icc: Tỉ số truyền của bộ truyền lực cuối cùng (Không có)

- i0: Tỉ số truyền của truyền lực chính, i0 = 4,55

- if: Tỉ số truyền của hộp số phụ, ϕf = 1

- ϕmax: Hệ số bám lớn nhất của đường, chọn ϕmax = 0,7

- rbx: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m), rbx = 360,68 (mm)

- Memax: Mô men lớn nhất của động cơ (N.m), Memax = 166,77 (N.m)

493 max =

Mt =

S

maxϕ

Bảng 4-3 Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng.

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng thẳng Bánh răng nghiêng

m Z t M

.

2

= i

P

s m Z t M

.

2

= i P

αcos

tg

i P

=iR

3 Lực chiều trục Qi Qi = 0 Qi = Pi.tgβ

Trong đó:

- Z: Là số răng của bánh răng đang tính

- Mt: Mô men tính toán (được tính và chọn ở phần tải trọng tính bền hộp số)

- ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng).

- α: Góc ăn khớp (bảng thông số hình học của bánh răng)

- β: Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng)

Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính toán Mt như sau:

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn luôn ăn khớp ta chọn tính cho bánh răng

chủ động với Za = 15, nằm trên trục sơ cấp nên Mt =

S

maxϕ

M

- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có

Zg1 = 21, nằm trên trục trung gian nên Mt =

tg

max ϕ

M

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động

có Zg2 = 30, nằm trên trục trung gian nên Mt =

tg

max ϕ

M

- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng số lùi (luôn ăn khớp) ta chọn tính cho bánh răng

chủ động có ZL = 17, nằm trên trục trung gian nên Mt =

tg

max ϕ

M

.Các thông số còn lại ta lấy trong bảng các thông số hình học của cặp bánh răngtương ứng Lần lượt thay các giá trị đã biết vào các công thức ta được giá trị các lực củatừng cặp bánh răng trong bảng 4-4

Bảng 4-4 Giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng của hộp số

Stt Tên gọi Lực vòng P(N) Lực hướng kính

R(N)

Lực chiều trụcQ(N)

K y m b

P K

K K K K

ntb gc

tp c ms d u

- P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết cần tính (N) (Bảng 4-4)

- b: Chiều rộng vành răng (m) (Xem bảng thông số hình học của cặp bánh răng tươngứng)

- mntb: Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình (m)(Lấy trong các bảng thông số hìnhhọc của cặp bánh răng tương ứng)

y: Hệ số dạng răng, xác định theo đồ thị hình 417(Giáo trình: Thiết kế tính toán ô tô máy kéo) (Đối với răng nghiêng ta tính Ztđ rồi mới xác định theo đồ thị)

Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe ô tô con ta chọn Kđ = 1,5

- 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 và phương pháp lắp bánh răng lên trục

+ Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp: Kc = 1,2

+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp: Kc = 1,1

+ Đối với bánh răng luôn luôn ăn khớp: Kc = 1,0

- Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia công gây nên(số truyền thấp ta chọn giá trị nhỏ) 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) Góc lượn được mài, chọn Kgc = 1,0

- Kβ: Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bền củarăng

+ Đối với bánh răng trụ răng thẳng: Kβ = 1,0

+ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, hệ số Kβ được tra theo đồ thị hình 4-18.a(Giáo trình: Thiết kế tính toán ô tô - máy kéo)

Để thuận tiện cho việc tính toán sức bền uốn của bánh răng, giá trị các hệ số trênđược chọn và lập thành bảng 4-5

Bảng 4-5 Hệ số và thông số trong công thức tính sức bền uốn bánh răng.

số 1

CĐ 1,5 1,1 1,0 1,1 1,0 1,0 0,123 3,5 28

10855

BĐ 1,5 0,9 1,1 1,1 1,0 1,0 0,130 3,5 28Cặp BR gài

số 2

CĐ 1,5 1,1 1,0 1,1 1,0 1,6 0,132 2,75 22

8376

BĐ 1,5 0,9 1,0 1,1 1,0 1,6 0,125 2,75 22Cặp BR gài

số lùi

CĐ 1,5 1,1 1,0 1,1 1,0 1,0 0,095 3,5 28

10856

BĐ 1,5 0,9 1,1 1,1 1,0 1,0 0,130 3,5 28Cặp BR số

Sau khi chọn các hệ số và biết các thông số của từng bánh răng lần lượt thay vàocông thức tính ứng suất uốn ta được giá trị ứng suất uốn ghi trong bảng 4-6 So sánh vớiứng suất uốn cho phép ta thấy các giá trị này đều thoả mãn độ bền uốn.

Bảng 4-6 Giá trị ứng suất uốn và ứng suất uốn cho phép của b ánh răng.

Tên gọi Ứng suất uốn σu

1 1

1 (

cos sin '.

cos

418 , 0

r r b

E

P

α α β

σ

(MN/m2)

Trong đó:

- β: Góc nghiêng của răng

- P: Lực vòng (tương ứng với chế độ tải trọng 1/2 Mt) (Bảng 4-4)

- E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 MN/ m2

- α: Góc ăn khớp

- r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)

- b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m) b’= cos α

Bảng 4-8 ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng

Stt Tên gọi Ứng suất tiếp xúc σtx

III. Tính toán trục hộp số.

Qua bảng 4-4, ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là khá lớn

so với các cặp bánh răng gài số khác (không tính đến số lùi) Bởi vậy để tính toán sức bềntrục ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1

1. Chọn sơ bộ kích thước các trục.

Kích thước các trục hộp số được chọn sơ bộ như sau:

- Đường kính trục sơ cấp: d1=10,6.3Memax

= 58,35 (mm)

- Đường kính trục trung gian : d2 = 0,45.Ac = 37,15 (mm)

- Đường kính trục thứ cấp : d3 = 0,45.Ac = 37,15 (mm)

- Chiều dài trục trung gian được chọn sơ bộ l2 = 218,5 (mm)

- Chiều dài trục thứ cấp được chọn sơ bộ l3 = 186 (mm)

Với Memax là mô men xoắn lớn nhất của động cơ, Memax = 166,77 (N.m)

2. Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số ở tay số 1.

Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số ở tay số 1 được trình bày trên hình 9

Ra Pa R1’

Qa Qa’ P1

Pa’ Ra’

P1’ R1

Hình 9 Sơ đồ lực tác dụng lên hộp số ở tay số 1

Trong đó các lực vòng Pa, Pa’, P1, lực hướng tâm Ra, Ra’, R1 và lực chiều trục Qa Qa’ đều

48 N.m 399 N.m

Hình 10 Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục trung gian ở số 1

- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a = 20 (mm); b=100(mm); c =60(mm)

- Bán kính vòng chia của các bánh răng: ra’ = 58,75 (mm); r1 = 36,75 (mm)

- Giá trị các lực đã biết:

+ Trên bánh răng luôn ăn khớp: Pa = 6791 (N); Ra = 2854 (N); Qa = 3921 (N)

+ Trên bánh răng chủ động của số 1: P1 = 10855 (N); R1 = 3820 (N)

* Tính phản lực tại các gối đỡ:

Xét mô men tại điểm C theo phương y (phương của lực R):

d a

c

a d

c y

a a a

d

d a

a a

Cy

R R R R

R R R R R

c b a

b a R r Q a R R

c b a R b a R r Q a R M

− +

=

+ +

+ +

+

=

⇒

= + +

− + +

1 , 1 ,

0

) (

.

0 ) (

) (

.

Xét mô men tại điểm C theo phương x (phương của lực P):

1 1

1

1

0

.).(

0).(

).(

P P P P

R P P P P

c b a

a P b a P P

c b a P b a P a P M

d a c

d a c

x

a d

d a

Cx

−+

=

++

−+

=

⇒

=+++

* Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục (Hình10) Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 2 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tạiđiểm lắp bánh răng luôn ăn khớp và mặt cắt tại điểm bánh răng liền trục

b. Tính trục theo độ bền uốn

Tại các tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn được xác định bằng công thức sau:

[ ]u u

u u

- Wu: Mô men chống uốn, vì trục đặc nên ta có Wu = 0,1.d3

- Mu: Mômen uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục, Mu được xác định theo côngthức:

2 2

d n

Với:

- Mn: Mô men uốn trong mặt phẳng ngang (yox)

- Md: Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zox)

• Mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn luôn ăn khớp

Muy = Rc .a + Qa .ra’ = 281 (N.m)

Mux = Pc .a + Pa ra’ = 48 (N.m)

Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 285 (N.m)

Thay số vào công thức (1) ta có σu = 55,6 (N/mm2) (Với d = 37,15 mm)

• Mặt cắt tại điểm có bánh răng liền trục (chủ động số 1)

Muy = Rđ .c = 280 (N.m)

Mux = Pđ .c = 389 (N.m)

Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 485 (N.m)

Thay số vào công thức (1) ta có σu = 94,6 (N/mm2)

(Ở đây bánh răng số 1 được chế tạo liền với trục, do đó d = 37,15 mm)

Vậy ứng suất uốn tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện:

σu ≤ [σu] = 120 (N/mm2).

c. Tính trục theo xoắn

Công thức tính ứng suất xoắn của trục:

][ X

X

X X

- Mx: Mô men xoắn trục, Mx = 399 (N.m)

- Wx: Mô men chống xoắn, trục đặc ta có Wx = 0,2.d3

Vậy ứng suất xoắn

70 ] [ 9 ,

M

cd = 0 , 75 . 2 . . . σ

Trong đó:

- M: Mô men truyền đến trục then hoa, M = 399 (N.m)

- h: Chiều cao của then hoa, h = 3,7 (mm)

- l: Chiều dài của may ơ, chọn sơ bộ l = 50 (mm)

- dtb: Đường kính trung bình của trục then hoa, dtb = 40,5(mm)

(Ở đây các trị số z, h, dtb ta chọn theo bảng 9.3, tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơkhí – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển)

Thay số ta được:

σcd = 15,5 (N/mm2) ≤ [σcd] = 30 (N/mm2)

4. Tính sức bền trục thứ cấp

a. Biểu đồ nội lực