Tính toán thiết kế bộ truyền động hộp số - cặp bánh răng số 3 động cơ ô tô Toyota Vios

THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỘP SỐ - CẶP BÁNH RĂNG SỐ 3

Tuy nhiên khi dùng thép nhóm II với độ rắn HRC = 50 … 60 (1HRC≈ 10HB), ứng suất tiếp xúc cho phép có thể tăng tới 2 lần và nâng cao khả năng tải của bộ truyền cũng tăng tới 4 lần so với thép thường hóa hoặc tôi cải thiện. Như vậy chọn loại vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể : tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích thước phải gọn hay không?. Khi tính KHL và KFL theo các công thức (3.3) và (3.4) cần chú ý rằng bắt đầu từ NHO và NFO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành, tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi.

1 Bánh răng chủ động (bánh răng trụ răng thẳng):. Mômen quay tác dụng lên bánh răng chủ. Bảng 3.2 Bảng thông số tính toán. Thông số tham khảo Đơn vị Độ lớn. Thiết kế tính toán hộp số và cặp bánh răng số 3. Tính toán tỉ số truyền. Xác định tỷ số truyền lực chính i0. Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ô tô đạt vận tốc lớn nhất, được xác định theo công thức:. r: bán kính thiết kế. rb: bán kính làm việc trung bình của bánh xe. ifc: Tỷ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp số phân phối ở số truyền cao. Tính tỉ số truyền cực đại itmax. Ta xác định tỉ số truyền cực đại itmax qua điều kiện lực kéo và điều kiện bám:. - Điều kiện lực kéo: itmax≥ Gψmaxrb. G: Trọng lượng của ô tô phân bố lên cầu chủ động, đây là xe con động cơ đặt trước, cầu trước chủ động, ta giả thiết trọng lượng phân bố lên cầu trước bằng 60% trọng lượng cả xe. Tính toán tỷ số truyền cực tiểu itmin. Tính toán tỷ số truyền các tay số trung gian:. Ta chọn quy luật cấp số nhân:. Tỷ số truyền của các tay số trung gian sẽ được xác định theo các biểu thức:. Như vậy, ta có các tỷ số truyền của các tay số trung gian là:. Tỷ số truyền số lùi trong hộp số thường được chọn trong khoảng:. Tính toán các thông số cơ bản của bánh răng a. Khoảng cách giữa các trục. Chọn thông số mô đun và góc nghiêng răng β. Mô đun pháp của bánh răng m của các bánh răng trong hộp số bài cho:. Các bánh răng nghiêng trong hộp số ô tô được chế tạo với các răng nghiêng để giảm độ ồn làm việc cũng như tăng độ bền của răng. Góc nghiêng của răng được chọn trong khoảng:. Xác định số răng. Đối với hộp số 2 trục, tỷ số truyền của hộp số ở tay số i bất kỳ iti được tạo ra bởi một cặp bánh răng duy nhất, nên sau khi đã chọn được aw, m, β có thể tính số răng của bánh răng chủ động zi trong các cặp bánh răng như sau:. Số răng của các bánh răng chủ động, bị động. Như vậy, số răng của các bánh răng trên trục chủ động ta chọn:. Số răng của các bánh răng trên trục bị động:. Xác định số răng của bánh răng tay số lùi. Xác định bề rộng bánh răng bw. Độ cứng vững của hộp số, tuổi thọ các bánh răng và các ổ bi, hệ số sử dụng vật liêu hợp lý được tạo nên nhờ các tỷ lệ thích hợp giữa các phần tử chính của hộp số. Hệ số ψba được chọn trong bảng 6.6. Như đã biết, cắt răng có dịch chỉnh khắc phục được hiện tượng cắt chân răng bánh nhỏ khi số răng nhỏ, nâng cao được độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, làm tăng khả năng chịu mòn của răng. Tuy nhiên cần lưu ý rằng trong khi cải thiện được một số chỉ tiêu ăn khớp, dịch chỉnh cũng ảnh hưởng đến một số chỉ tiêu khác, chẳng hạn làm giảm hệ số trùng khớp. Do đó, để quyết định có nên dịch chỉnh hay không và nên chọn hệ số dịch chỉnh thế nào ta tham khảo sách Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1, tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển :. Khi z>30 nhưng yêu cầu dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước thì cần xuất phát từ aw yêu cầu này để xác định hệ số dịch chỉnh x1, x2 và góc ăn khớp. Khi z ≤30 nhưng không yêu cầu đảm bảo khoảng cách trục cho trước mà muốn dịch chỉnh để cải thiện chất lượng ăn khớp, hệ số dịch chỉnh được chọn tùy thuộc z. Trong trường hợp này, bánh răng có dịch chỉnh khác 0, thì nên thay đổi dịch chỉnh để đảm bảo được aw đã cho. Sau khi tham khảo sách Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1, tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển phần 6: truyền động bánh răng, trang 100-101 ta được các công thức tính hệ số dịch chỉnh:. Hệ số giảm đỉnh răng ∆ y=kxzt. Góc ăn khớp cos⍺tw=zt. Do vậy, ta tính được hệ số dịch chỉnh của từng cặp bánh răng và kết quả như bảng dưới:. Bảng hệ số dịch chỉnh từng cặp bánh răng. Các kích thước cơ bản của bánh răng số tiến. Các bánh răng là các bánh răng trụ thẳng, chọn modul m=2.5, góc profil gốc. Thông số Kí hiệu Công thức tính. Đường kính vòng chia =m.zi/cosβ. Đường kính cơ sở b db=d.cosα. Như vậy, ta tính được các kích thước cơ bản của cặp bánh răng số 3. Các kích thước cơ bản của cặp bánh răng số 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Phép tính kiểm nghiệm nói chung được tiến hành khi đã biết các thông số của bộ truyền và điều kiện làm việc của nó. Ở đây yêu cầu xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền, nhờ đó người thiết kế có thể thay đổi một vài kích thước nếu cần thiết. Sau khi tham khảo sách Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1, tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển phần 6: truyền động bánh răng, trang 104-105 ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:. Ta cũng có thể tra được trị số của ZHtrong bảng 6.12 trang 106 của sách Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1, tác giả Trịnh Chất, Lê Văn Uyển phần 6: truyền động bánh răng. Sau khi tính toán, nội suy tuyến tính rồi tra bảng ta được ZH=1,59. Với ϵβ – hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức : εβ=bwsinβ. εa- hệ số trùng khớp ngang. KH– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KHαlà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của KHαđối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14, với bánh răng thẳng KHα=1. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng). Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép : σFmax=σFKqt≤[σF]max (3.33).

TÍNH THIẾT KẾ TRỤC

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Khoảng cách giữa các chi tiết quay k1=5mm Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2=5mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm. Sau khi xác định đường kính trục ở trên, ta cần xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt v.v… Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Với Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm ; σch - giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa.

Ổ LĂN

Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ, kN ;. Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ D và E. Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ, kN ;.

DUNG SAI LẮP GHÉP 7.2. Dung sai lắp ghép trục

Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then hoa. Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thiếu chính xác.