CHỌN LOẠI HỘP SỐ
Hiện nay, ô tô chủ yếu sử dụng hộp số có trục cố định và điều khiển bằng tay Hộp số này nổi bật với kết cấu đơn giản, hiệu suất cao (0,96 - 0,98) và kích thước cùng trọng lượng nhỏ gọn.
Hộp số ba trục cố định với trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm là loại hộp số phổ biến nhất nhờ khả năng tạo số truyền thẳng, giúp giảm tải cho các bánh răng, ổ trục và trục trung gian, từ đó giảm mài mòn, tiếng ồn và mất mát công suất Ở các số truyền khác, mô men được truyền qua hai bánh răng, cho phép tạo tỷ số truyền lớn trong kích thước gọn nhẹ, giảm trọng lượng ô tô Tuy nhiên, loại hộp số này cũng tồn tại một số nhược điểm.
- Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian
Ổ bi gối đỡ trước trục thứ cấp được lắp đặt trong lỗ của bánh răng công xôn trên trục sơ cấp, dẫn đến tình trạng làm việc căng thẳng do kích thước bị giới hạn bởi các điều kiện kết cấu.
Hộp số hai trục cố định, bên cạnh hộp số ba trục với trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, mang lại nhiều ưu điểm nổi bật.
- Kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian.
- Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu, hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ gần cầu chủ động.
Tuy vậy loại hộp số có hai trục cố định có nhược điểm là:
Do không có số truyền thẳng, các bánh răng ổ trục không được giảm tải khi ở số truyền cao, dẫn đến tăng mài mòn các chi tiết và gây ra tiếng ồn.
Giá trị tỷ số truyền tay số thấp bị hạn chế, do đó cần giảm tỷ số truyền của tay số cao nhất và tăng tỷ số truyền lực chính io để khắc phục vấn đề này Hộp số hai trục thường được sử dụng trên ô tô du lịch và thể thao với động cơ bố trí cạnh cầu chủ động, cũng như trên máy kéo có hộp số chung trong cùng một vỏ với truyền lực chính.
Hộp số ba trục cố định với trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm là lựa chọn tối ưu cho ô tô vận tải, đặc biệt khi làm việc trong điều kiện thay đổi tải thường xuyên Thiết kế này cho phép truyền động thẳng, giúp đạt hiệu suất tối đa, điều này rất quan trọng vì ô tô vận tải thường xuyên hoạt động ở chế độ truyền thẳng Khi chạy trên đường bằng phẳng, việc sử dụng số truyền thẳng cũng giảm thiểu tần suất sử dụng tay số trung gian, từ đó kéo dài tuổi thọ của ô tô.
2.2 XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN , SỐ CẤP
2.2.1 Xác dịnh tỷ số truyền
Tỷ số truyền được xác định theo [ 6 ]
-Khả năng thắng sức cản lớn nhất trong điều kiện cho trước ih1
Trong đó : Theo đề bài cho trước
= 0,3 : hệ số cản lớn nhất của đường
G = 155000(N) :Trọng lượng toàn bộ xe
= 617 (Nm) :Mômen cực đại = 6 : Tỉ số truyền lực chính
- Khả năng tạo được lực cản lớn nhất theo điều kiện bám ih1
Trong đó : Theo đề cho
= (70.155000)/1008500(N) :Trọng lượng bám của xe
= 6 : Tỉ số truyền lự chính
-Khả năng chuyển động với tốc dộ ổn định tối thiểu để có thể cơ động trong điều kiện địa hình chật hẹp ih1
Trong đó : :tốc độ chuyển động ổn định nhỏ nhất
: vòng quay ổn dịnh tối thiểu của động cơ Đốivới động cơ điêzel 50 700(v/ph) chọn P0(v/ph)
2.2.2 Số cấp của hộp số.
Hộp số của ô tô tải được thiết kế nhằm nâng cao tính động lực học và hiệu suất hệ thống truyền lực Để đạt được điều này, tỷ số truyền ở tay số cao nhất của hộp số cần được chọn là số truyền thẳng, tức là ihn = 1.
Số cấp của hộp số (n) được xác định phụ thuôc vào:
- Chủng loại và công dụng của ô tô
- Vào giá trị khoảng tỷ số truyền Ki
Trong đó: ih1 là tỷ số truyền tay số một của hộp số. ihn là tỷ số truyền tay số cao nhất của hộp số.
Tăng số cấp hộp số giúp nâng cao hiệu suất sử dụng động cơ, cải thiện kinh tế nhiên liệu, và tăng tốc độ trung bình, từ đó tăng năng suất và giảm chi phí vận chuyển Tuy nhiên, việc tăng số cấp cũng làm phức tạp cấu trúc và quá trình điều khiển, cũng như gia tăng kích thước và chi phí của hộp số Đối với ô tô tải, số cấp hộp số thường dao động từ 6 đến 22, với tỷ số truyền Ki từ 5 đến 25, trong đó Ki càng lớn thì số cấp càng cao Dưới đây là bảng số liệu thống kê của ô tô tải theo giá trị khoảng truyền Ki.
Bảng 2.1 Bảng giá trị tay số của ô tô tải theo khoảng tỷ số truyền Ki
Hiện nay, xu hướng tăng số cấp và khoảng tỷ số truyền trong hộp số ô tô tải trọng lớn đang được áp dụng, đặc biệt là đối với đoàn xe kéo moóc, nhằm bù đắp cho sự giảm công suất riêng Việc này cho phép sử dụng hiệu quả hơn công suất động cơ khi ô tô hoạt động dưới các mức tải và điều kiện đường khác nhau Đối với các ô tô này, khoảng cách giữa tỷ số truyền của các tay số kề nhau cần nằm trong giới hạn từ 1,3 đến 1,4, vì khoảng cách lớn có thể làm tăng tiêu hao nhiên liệu và giảm chất lượng động lực học, đồng thời gây khó khăn trong việc chuyển số Ngược lại, khoảng cách quá nhỏ sẽ khiến người lái khó khăn trong việc lựa chọn tay số phù hợp Đối với các tay số ít sử dụng, khoảng cách giữa các số có thể tăng lên, nhưng không nên vượt quá 1,6 đến 1,7 để đảm bảo khả năng chuyển số hiệu quả.
Kết hợp hai điều kiện trên và giả thuyết dãy tỷ số truyền bố trí theo cấp số nhân, có thể xác định sơ bộ:
Trong bài viết này, chúng ta xem xét khoảng cách tỷ số truyền giữa hai số liên tiếp trong các vùng số thấp và cao Cụ thể, khoảng cách tỷ số truyền ở vùng số thấp được chọn là qti,i+1 = 1,7, trong khi ở vùng số cao, khoảng cách tỷ số truyền được chọn là qci,i+1 = 1,4 Đây là các giá trị quan trọng trong việc xác định số cấp n.
Tỷ số truyền thấp nhất i1 = 8,5
Tỷ số truyền ở tay số cao nhất ihn = 1
Ki= i1 /ihn = 8,5/ 1 =8.5 thay vào công thức 2.2 ta có:
Vậy ta chọn hộp số có 5 cấp (n=5)
Do ô tô chạy có khi cần phải quay đầu vì vậy ta chọn thêm một tay số lùi để thuân lợi cho việc điều khiển ô tô.
2.3 SƠ ĐỒ ĐỘNG CỦA HỘP SỐ
Sơ đồ động của hộp số ba trục với trục thứ cấp giống nhau chủ yếu khác nhau ở số lượng cặp bánh răng ăn khớp và cách bố trí số lùi Hầu hết các tay số sử dụng cặp bánh răng nghiêng thường xuyên ăn khớp Để gài số, có thể áp dụng ống gài hoặc đồng tốc, trong đó bánh răng số một và số lùi thường ăn khớp trong các trường hợp làm việc lâu dài Ưu điểm của phương pháp này là các vành răng không bị ăn mòn và hành trình chuyển số nhỏ Tuy nhiên, nhược điểm là cần một bánh răng số lùi lớn trên trục thứ cấp, làm tăng số lượng bánh răng và mô men quán tính, dẫn đến tăng tải trọng lên các đồng tốc.
Bánh răng số lùi có thể không luôn luôn ăn khớp với bánh răng số một, nhưng có hai phương án không cần bánh răng số lùi riêng trên trục thứ cấp Để gài số lùi và số một, có thể sử dụng bánh răng di trượt Bánh răng trung gian trên trục số lùi có thể có một hoặc hai vành răng Phương án một với một vành răng có cấu trúc đơn giản hơn nhưng điều kiện làm việc không thuận lợi, dẫn đến ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng Ngược lại, phương án hai có điều kiện ứng suất tốt hơn, thay đổi theo chu trình mạch động, cho phép thực hiện số lùi với tỷ số truyền lớn hơn.
Khi chọn phương án bố trí số lùi, cả bánh răng số một và số lùi không luôn luôn ăn khớp với nhau Đặc điểm nổi bật của việc gài số lùi là rất dễ dàng, chỉ cần dịch chuyển bánh răng số I là có thể thực hiện được.
Hình 2.3 Sơ đồ bố trí số lùi trên ô tô thiết kế z1 z2 z3 z4 z1 z5 z2 z3 z5 z4
Bánh răng ở các tay số thấp như số một và số lùi chịu lực lớn và thời gian làm việc ngắn hơn, vì vậy cần được bố trí sát gối đỡ sau Trong khi đó, bánh răng tay số cao có thời gian làm việc lâu hơn, được đặt ở giữa trục, nơi có góc xoay nhỏ nhất Điều này cải thiện điều kiện ăn khớp của các bánh răng, giúp giảm tiếng ồn và mài mòn.
SƠ ĐỒ ĐỘNG CỦA HỘP SỐ
Sơ đồ động của hộp số ba trục với trục thứ cấp giống nhau chủ yếu khác nhau ở số lượng cặp bánh răng ăn khớp và cách bố trí số lùi Hầu hết các tay số sử dụng cặp bánh răng nghiêng ăn khớp thường xuyên Để gài số, có thể sử dụng ống gài hoặc đồng tốc Đối với bánh răng số một và số lùi, có thể áp dụng phương án bánh răng luôn ăn khớp, phù hợp khi thời gian làm việc ở số một và số lùi lớn Ưu điểm của phương án này là giảm thiểu mài mòn trên các vành răng và hành trình chuyển số ngắn Tuy nhiên, nhược điểm là cần phải lắp đặt bánh răng số lùi lớn trên trục thứ cấp, dẫn đến tăng số lượng bánh răng và mô men quán tính, từ đó làm tăng tải trọng lên các đồng tốc.
Có hai phương án thiết kế bánh răng số lùi mà không cần bánh răng số lùi riêng biệt trên trục thứ cấp Phương án đầu tiên sử dụng một vành răng, có kết cấu đơn giản nhưng gặp bất lợi về điều kiện làm việc do ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng Ngược lại, phương án thứ hai với hai vành răng mang lại điều kiện ứng suất thuận lợi hơn, cho phép thực hiện số lùi với tỷ số truyền lớn hơn.
Khi chọn phương án bố trí số lùi, cả bánh răng số một và số lùi không luôn luôn ăn khớp Điều này là do đặc điểm của việc gài số lùi rất dễ dàng, chỉ cần dịch chuyển bánh răng số I.
Hình 2.3 Sơ đồ bố trí số lùi trên ô tô thiết kế z1 z2 z3 z4 z1 z5 z2 z3 z5 z4
Bánh răng ở các tay số thấp như số một và số lùi chịu lực lớn và thời gian làm việc ngắn, do đó cần được bố trí sát gối đỡ sau Ngược lại, bánh răng tay số cao có thời gian làm việc dài hơn, nên được đặt ở khoảng giữa trục, nơi có góc xoay nhỏ nhất Điều này giúp cải thiện điều kiện ăn khớp của các bánh răng, từ đó giảm tiếng ồn và mài mòn.
Hầu hết các tay số sử dụng bánh răng nghiêng và đồng tốc, trong khi tay số một và số lùi có thể sử dụng răng thẳng với phương pháp gài trượt Khi chuyển số từ 2 đến 5, do quán tính, các bánh răng vẫn quay với tốc độ khác nhau mặc dù đã cắt bộ ly hợp, dẫn đến lực va đập khi gài số Để khắc phục tình trạng này và đơn giản hóa thao tác cho người lái, hộp số được trang bị hai bộ đồng tốc cho số hai và số ba, số bốn và số năm Bộ đồng tốc này tạo ra lực cản chống lại lực tác động từ tay người lái, giúp tránh việc gài số khi các bánh răng chưa đồng tốc Qua mô men ma sát giữa các bề mặt côn, các bánh răng dần dần đạt được tốc độ đồng đều, lực cản giảm dần, cho phép người lái gài số một cách êm dịu và chính xác.
Hình 2.3 Sơ đồ động của hộp số thiết kế
XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN CÁC TAY SỐ TRUNG GIAN
Chọn hệ thống tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số theo cấp số nhân.
- Cấp số nhân hiện nay được sử dụng rộng rải để chọn hệ thống tỷ số truyền của ô tô cần thiết kế.
- Dựa trên cơ sở dụng công suất trung bình của động cơ khi làm việc ở chế độ toàn tải không thay đổi trong quá trình gia tốc của ô tô.
Ô tô thường hoạt động chủ yếu ở số cao của hộp số, tuy nhiên, khu vực này lại có ít tỷ số truyền hơn so với tỷ số truyền ở số thấp Điều này tạo ra một nhược điểm trong việc lựa chọn hệ thống tỷ số truyền cho các số trung gian theo cấp số nhân.
Hộp số có cấp giới hạn lượng số truyền, dẫn đến việc giảm khả năng tăng tốc độ trung bình của ô tô và ảnh hưởng đến hệ số sử dụng tải trọng của động cơ.
Theo quy luật cấp số nhân, tỷ số truyền của tay số trung gian có thể được xác định bằng công thức ihi, trong đó i là số thứ tự tay số và n là số cấp hộp số, với n = 5 Dựa vào các số liệu tính toán, tỷ số truyền của tay số hai là 4,97, tay số ba là 2,92, tay số tư là 1,7, và tay số một là 10,2, được tính theo công thức ih1 = 1,2 x 8,5.
XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHÍNH CỦA HỘP SỐ
CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA TRỤC
3.1.1 Khoảng cách giữa các trục của hộp số: Đối với ô tô loại trục cố định, khoảng cách giữa các trục của hộp số (A) có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau [2]:
A = Ka (Mra) 1/3 (mm) (4.1) Ở đây: Ka: hệ số kinh nghiệm; Đối với ô tô tải Ka= 8,6 9,6
Vì hộp số thiết kế là hộp số của ô tô đặt trên động cơ Diezel nên chọn Ka= 9,2
Mra = Memax ih1 (Nm) mômen trên trục ra(thứ cấp) của hộp số
Trong đó: Memax mômen cực đại của động cơ, ih1 tỷ số truyền của tay số một
3.1.2.Kích thước chiều trục của hộp số:
Kích thước chiều trục của hộp số được xác định dựa vào kích thước chiều rộng của các chi tiết lắp trên trục như: bánh răng,ổ trục.
Các kích thước bánh răng có thể được xác định sơ bộ dựa trên khoảng cách trục A Cụ thể, chiều rộng các vành răng b ước đầu tính toán là khoảng (0,19 đến 0,23) nhân với A, với A là 160 mm, dẫn đến chiều rộng b ≈ 33,6 mm Đối với các bánh răng chịu tải lớn, kích thước b được điều chỉnh thành 29,4 mm.
- Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc:
H (0,40,55).A = 0,5.160 = 80(mm)Kích thước chiều trục Lh của cacte hộp số
3.1.3 Đường kính trục của hộp số: Đường kính trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào kinh nghiệm sau[2]:
- Đường kính trục sơ cấp (phần then hoa): d1 d1= Kd (Memax) 1/3 (mm) ở đây: Kd= (4,04,6) :hệû số kinh nghiệm
Memax:mômen cực đại của động cơ theo đề bài cho(Nm);chọn Kd= 4,2 d1 = 4,2.(617) 1/3 = 32,76 (mm)
-Đường kính các trục trung gian (d2) và thứ cấp (d3): ở phần giữa (đối với trục bậc) d2,3 0,45.A = 0,45 160 = 72 (mm)
3.1.4 Kích thước và loại ổ trục:
Hộp số ba trục thường sử dụng ổ bi cầu và bi trụ với đường kính một dãy, bao gồm loại nhẹ và loại trung bình Các kích thước quan trọng của ổ bao gồm d (đường kính ngỗng trục), D (đường kính ngoài) và B (chiều rộng của ổ) Theo số liệu thống kê, các kích thước d, D và B của ổ có giá trị cụ thể như sau [2].
Hình 4.1 : sơ đồ kích thước ổ bi Ơứ phớa sau của:
B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm) Ơứ phớa trước của:
B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm) -Trục thứ cấp d = 0,23.A = 0,23.160 = 36,8 (mm)
CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BÁNH RĂNG
Khi lựa chọn mô đuyn bánh răng cho hộp số ô tô vận tải, cần ưu tiên giảm khối lượng hộp số bằng cách tăng mô đuyn và giảm chiều rộng bánh răng.
Mô đuyn pháp tuyến của các bánh răng có thể tính theo công thức kinh nghiệm [2]: mn = (0,032 0,040).A (4.2) = 0,034.140 = 4,76 chọn mn = 5; mi = 4 Góc nghiêng của bánh răng ()
Góc nghiêng được xác định dựa trên hai điều kiện, trong đó điều kiện đầu tiên yêu cầu độ trùng khớp chiều trục (εβ) không nhỏ hơn một Điều này nhằm đảm bảo rằng bánh răng ăn khớp chiều trục hoạt động một cách êm dịu.
Điều kiện quan trọng để đảm bảo sự cân bằng lực tác dụng lên các bánh răng nghiêng của trục trung gian là lực chiều trục phải tự cân bằng, nhằm giảm thiểu áp lực lên các ổ trục Để đạt được điều này, hướng nghiêng của tất cả các bánh răng trên trục cần phải giống nhau và thỏa mãn tỉ lệ tgi/tg1 = ri/r1, trong đó i và ri đại diện cho góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số i, còn 1 và r1 là góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng ăn khớp với bánh răng trục sơ cấp.
Lực chiều trục trên ô tô không thể hoàn toàn cân bằng, do đó, các bánh răng được thiết kế với các góc nghiêng khác nhau nhằm tạo điều kiện thuận lợi cho công nghệ và việc sửa chữa.
Theo số liệu thống kê, góc nghiêng các bánh răng hộp số ô tô hiện nay nằm trong khoảng: = 18 0 30 0 chọn = 22 0
3.2.1.Số răng tổng của các cặp bánh răng:
Sau khi xác định khoảng cách trục A, môđuyn mn và góc nghiêng β, chúng ta có thể tính toán sơ bộ tổng số răng của các cặp bánh răng bằng công thức [2].
Z = 2.A.cos/mn = (2.160.cos22 0 )/4 = 73,6 74 Để giải quyết sai lệch xuất hiện khi làm tròn số răng, có thể dùng một trong các biện pháp sau:
- Hiệu chỉnh lại góc nghiêng , theo công thức:
Khi sử dụng bánh răng không dịch chỉnh hoặc bánh răng dịch chỉnh với giá trị t = 0, biện pháp này không làm mất tính thống nhất về giá trị góc nghiêng của các bánh răng hộp số Tuy nhiên, điều này làm phức tạp quá trình chế tạo và sửa chữa bánh răng, do đó ít được áp dụng, đặc biệt là không phù hợp với cặp bánh răng có răng thẳng.
- Dịch chỉnh góc bánh răng và giữ nguyên
Hệ số dịch chỉnh trong trường hợp này được xác định theo công thức[2]:
t = Z.(invsw - invs)/(2.tg) Ở đây: s = arctg(tg/cos) góc prôfin trong tiết diện mặt đầu
sw = arccos(A coss/Aw) góc ăn khớp ở tiết diện mặt đầu invs = tg - hàm số thân khai
Aw = 0,5 Z.mn/ cos khoảng cách trục ứng với số răng Z sau khi đã làm tròn
= 22 0 góc nghiêng của biên dạng góc
: s = arctg(tg22 0 /cos22 0 ) = 23 0 invs = tg23 - 21./180 = 0,382 - 0,366 = 0,016
Aw = 0,5.74.4/cos22 0 = 161(mm) invs = tg22 0 - 22./180 = 0,02
3.2.2 Xác định số răng của các bánh răng:
Sau khi xác định số răng của bánh răng ZΣ trong các cặp bánh răng ăn khớp, chúng ta có thể tính toán số răng của các bánh răng tương ứng bằng cách sử dụng hệ phương trình đã được thiết lập.
Tỷ số truyền cặp bánh răng được gài của tay số thứ k được tính theo công thức igk = ihk/ iak, trong đó ihk là tỷ số truyền hộp số và iak là tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp Để đảm bảo bánh răng số một có kích thước phù hợp cho trục trung gian và độ cứng vững cần thiết, số răng của cặp bánh răng phải được chọn sao cho không xảy ra hiện tượng cắt chân răng Kích thước bánh răng cũng cần đủ lớn để bố trí gối đỡ trước của trục sơ cấp, trong khi đường kính bánh răng phải nhỏ hơn đường kính lỗ lắp ổ trục để đảm bảo lắp ghép hộp số Để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số một cần được phân phối cho cặp bánh răng được gài nhiều hơn, tức là ig1 > iak Kinh nghiệm cho thấy Z1 nên chọn trong khoảng 12 đến 16, và ở đây chọn Z1 = 15 Từ đó, ta có ig1 = (ZΣ - Z1)/ Z1 = (74 - 15)/15 = 3,93 và ia = ih1/ ig1 = 8,5/3,93 = 2,16.
Theo công thức trên ta xác định được:
Tính chính xác tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian: ia = Za’/Za = 51/ 23 = 2,16
Theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian của từng tay số tương ứng:
Tay số hai (ig2): ig2 = ih2/ ia = 4,98/2,16 = 2,3 Tay số ba (ig3): ig3 = ih3/ ia = 2,92/2,16 = 1,35 Tay số tư (ig4): ig4 = ih4/ ia = 1,7/2,16 = 0,79
- Tính số răng của cặp bánh răng tương ứng với từng tay số:
Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (Za, Za’)
Za = 23; Za’ = 51 răng Cặp bánh răng dẫn động gài số một (Z1, Z1’)
Từ công thức 4.4 ta có
Suy ra cặp bánh răng ở tay số hai (Z2, Z2’)
Suy ra cặp bánh răng ở tay số ba (Z3, Z3’)
Suy ra cặp bánh răng ở tay số tư (Z4, Z4’)
Xác định lại tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài của từng tay số:
Tỷ số truyền của cặp bánh răng trung gian ia = 2,16
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số một ig1 = Z1’/ Z1 = 59/15 = 3,93
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số hai ig2 = Z2’/ Z2 = 52/22 = 2,3
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số ba ig3 = Z3’/ Z3 = 43/31 = 1,35
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số bốn ig4 = Z4’/ Z4 = 24/50 = 0,48 Xác định lại tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
Theo công thức 4.5 ta có: igk = ihk/ia ihk = igk ia (4.6)
Với công thức 4.6 có tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
Tay số một (ih1) ih1 = ia.ig1 = 2,16.3,93 = 8,49
Tay số hai (ih2) ih2 = ia.ig2 = 2,16.2,3 = 4,97
Tay số ba (ih3) ih3 = ia.ig3 = 2,16.1,35 = 2,916
Tay số bốn (ih4) ih4 = ia.ig4 = 2,16.0,48 = 1,06
Tính sai số phần trăm của các tỷ số truyền của từng tay số thực tế so với tính toán lý thuyết (i%) quy định (i% 5%).
Công thức tính i% như sau:
i% =(( ihk - ihk)/ihk ).100% trong đó: ihk tỷ số truyền của tay số tính theo lý thuyết ihk tỷ số truyền của tay số tính theo thực tế
i% sai số phần trăm của các tỷ số truyền theo từng tay số k.
Từ công thức trên có:
Các giá trị của k% đều nhỏ hơn 5% vậy các tỷ số truyền thực tế của hộp số dạt yêu cầu.
Tính toán bánh răng cho trục số lùi theo công thức 4.5 cho thấy tỷ số truyền của bánh răng gài số lùi (ihl) igl = ihl/ ia = 10,2/2,16 = 4,73 Để dẫn động bánh răng số lùi, sử dụng một trục trung gian (trục số lùi) để điều khiển bánh răng gài số lùi, với bánh răng gài số một có số răng Z1 = Zl’ = 40 Để đảm bảo sự ăn khớp và tránh hiện tượng cắt chân răng, số răng của bánh răng số lùi được chọn là 15 răng.
Vậy tỷ số truyền số lùi igl được phân làm hai:
Một là: tỷ số truyền từ trục trung gian qua trục số lùi igl1
Hai là: tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số lùi igl2
Vậy igl = igl1.igl2 (4.7) Đã có igl = 4,73 theo tính ở trên
Từ công thức tính tỷ số truyền, ta có igl2 = Zl’/Zl = 52/22 = 2,36 Từ đó, tính được igl1 = igl/igl2 = 4,73/2,36 = 2 Để tránh hiện tượng cắt chân răng và đảm bảo điều kiện ăn khớp, bánh răng dẫn động trục số lùi (Zb) được chọn có số răng là 17 Từ đó, suy ra bánh răng bị động trên trục số lùi (Zb’) là igl = Zb’/Zb = 40/17 = 2,36, dẫn đến Zb’ = igl Zb = 2.17 = 34, do đó chọn Zb’ = 34.
Vây có tỷ số truyền thực tê của tay số lùi: igl= ia.igl = ia.igl1.igl2 = 2,16.2,36.2 = 10,2
Khoảng cách trục số lùi với trục trung gian (Ltg) và trục thứ cấp (Ltc) được xác định dựa trên số răng và mô đun của bánh răng thẳng Công thức tính khoảng cách trục là yếu tố quan trọng trong thiết kế hệ thống truyền động.
L =(mn.( Z + Z’ ))/2 (mm) ở đây: L là khoảng cách trục (mm); mn: mô đuyn của bánh răng (mm)
Z,Z’: số răng của bánh răng chủ động và bị động
Ltg =(mn.( Zb + Zb’ ))/2 = (4.( 17 +34))/2 = 102 (mm)
Ltc =(mn.( Zl + Zl’ ))/2 = (4.( 15 + 49))/2 = 148 (mm)
3.2.3 Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số: Được tính theo công thức sau:
Mk = ihk..Memax (Nm) thể hiện mô men tại vị trí đang xét, trong đó ihk là tỷ số truyền từ động cơ đến bánh răng, và là hiệu suất truyền lực.
Mô men truyền đến trục trung gian (Mtg) là:
Trong đó 0= 0,995 hiệu suất truyền lực của ổ bi
br = 0,79 hiệu suất truyền lực của bánh răng
Mô men truyền đến trục thứ cấp là:
Tại bánh răng số một(Mtc1):
Mtc1 = 8,5.0,92.617 = 4924,94 (Nm) Tại bánh răng số hai(Mtc2):
Mtc2 = 4.97.0,92.617 = 2821,17 (Nm) Tại bánh răng số ba(Mtc3):
Mtc3 = 2,92.0,92.617 = 1657,51 (Nm) Tại bánh răng số tư (Mtc4):
Mtc4 = 1,7.0,92.617 = 964,99 (Nm)Tại bánh răng số năm(Mtc5):
Mtc5 = 1.0,92.617 = 567,64 (Nm) Tại bánh răng số lùi(Mtcl):
Với = 0 2 itg br 0 2 br 0 2 br = 0,995 6 0,97 3 = 0,886
3.2.4 Lực tác dụng lên các bánh răng:
Hình 4.2 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng của hộp số Ở đây: P: lực tiếp tuyến; R: lực hướng tâm; Q: lực chiều trục
Các lực lần lượt được tính như sau (2):
- Lực hướng tâm R= P.tg/cos (N)
Mô men xoắn trên trục tại bánh răng được ký hiệu là M, trong khi đó, đường kính vòng lăn của bánh răng được ký hiệu là d Góc nghiêng của răng so với bánh răng trụ răng nghiêng được ký hiệu là β, và đối với bánh răng trụ răng thẳng, β bằng 0.
Cặp bánh răng luôn ăn khớp: za và za’
Cặp bánh răng số một:
Cặp bánh răng số hai:
Cặp bánh răng số ba:
Cặp bánh răng số bốn:
Tính bền bánh răng theo sức bền uốn Đối với bánh răng nghiêng ta có công thức tính ứng suất uốn u (MN/m 2 ) như sau [3]:
u = 0,24.P/(b.mn.y)b (MN/m 2 ) (4.7) Đối với bánh răng thẳng ta có công thức tính ứng suất uốn:
Công thức tính lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng được biểu diễn như sau: u = 0,24.P/(b.m.y)b (MN/m²), trong đó P là lực tiếp tuyến (MN), b là chiều rộng bánh răng (m), và y là hệ số biến dạng bánh răng, có thể được chọn theo số liệu tra cứu Đối với bánh răng trụ răng thẳng, số răng thực tế z được sử dụng để chọn, trong khi đối với bánh răng trụ răng nghiêng, số răng tương đương (ztđ) được tính theo công thức ztđ = z/cos³ , với là góc nghiêng của răng (22 độ) và mô đun bánh răng nghiêng mn = 4.10⁻² (m) Áp dụng công thức này, ta có ztđ = za/cos³ = 15/cos³ 22° ≈ 19 răng.
Tra bảng số liệu hệ số dạng răng y với bánh răng không điều chỉnh trong tài liệu [3] có: y= 0,117
u = 0,24.P/(b.mn.y) = 0,24.12543,2.10 -6 /(33,6.4.10 -3 0,117) = 191,44 (MN/m 2 ) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số một: ztđ1 = z1/cos 3 = 15/cos 3 22 0 = 18,8 19 (răng) tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,122
u1=0,36.P1/(b.m.y) = 0,36.40889,05.10 -6 /(33,6.10 -3 4.10 -3 0,122) = 776,867(MN/m 2 ) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số hai: ztđ2 = z2/cos 3 = 22/cos 3 22 0 = 27,6 28 (răng) tra bảng tài liệu có : y = 0,132
u2 =0,24.P2/(b.mn.y) = 0,24.27126,63.10 -6 /(33,6.10 -3 4.10 -3 0,132) = 366,97(MN/m 2 ) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số ba: ztđ3 = z3/cos 3 = 31/cos 3 22 0 = 38,9 40 (răng) tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,142
u3= 0,24.P3/(b.mn.y) = 0,24.19273,37.10 /(33,6.10 4.10 0,142) = 242,37 (MN/m ) Ứng suất của cặp bánh răng gài số bốn. ztđ4 = z4/cos 3 = 51/cos 3 22 0 = 63,99 64 (răng) tra bảng tài liệu có: y = 0,148
u4 = 0,24.P4/(b.mn.y) = 0,24.20978.10 -6 /(33.10 -3 4.10 -3 0,148) = 253,11 (MN/m 2 ) Ứng suất của cặp bánh răng gài số lùi. ztđl = zl/cos 3 = 15/cos 3 0 0 = 15 (răng); tra bảng tài liệu có: y = 0,144
Ứng suất uốn của bánh răng trụ răng thẳng trong ô tô tải được tính toán là 785,6 MN/m², nằm trong giới hạn cho phép từ 400 đến 850 MN/m² Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất uốn đạt từ 100 đến 250 MN/m² Như vậy, ứng suất uốn của tất cả các bánh răng trong hộp số đều đáp ứng yêu cầu kỹ thuật.
3.2.5 Tính ứng suất tiếp xúc