Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số

Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số Tính toán, thiết kế hệ trục và ổ của hộp số 3 trục 4 cấp số

Công dụng

Thay đổi moment quay từ động cơ đến bánh chủ động giúp phù hợp với mômen cản và tốc độ di chuyển của ô tô, đồng thời cho phép đổi chiều chuyển động của xe Ngoài ra, việc ngắt truyền lực tới bánh răng chủ động trong thời gian dài cũng được thực hiện để nâng cao hiệu suất hoạt động.

Chọn sơ đồ động học

Hộp số cơ khí 3 trục 4 số tiến và 1 số lùi:

Hình 1.1 Sơ đồ hộp số 3 trục 4 cấp số 1.3 Phân tích ƣu nhƣợc điểm: Ƣu điểm:

Tăng hệ số truyền thẳng

Kết cấu đơn giản gọn nhỏ

Cho phép tăng tốc độ cực đại mà không cần tăng công suất động cơ

Tăng tính kinh tế nhiên liệu

Ổ bi đầu trục thứ cấp có kích thước nhỏ và thường được đặt trong trục sơ cấp, điều này dẫn đến việc chúng phải làm việc dưới trạng thái căng thẳng khi chuyển sang các số truyền trung gian.

Hợp số thiết kế theo kiểu: hộp số cơ khí có cấp điều kiển bằng tay, sử dụng bộ đồng tốc Ƣu điểm

Giá thành rẽ, chế tạo và kết cấu đơn giản

Quá trình gài số êm dịu dễ dàng, tránh va đập và gây vỡ bánh răng (so với hộp số không có bộ đồng tốc)

Hiệu suất truyền động cao, làm việc với độ tin cậy tốt

Do phải điều khiển cơ cấu sang số bằng tay nên hơi tốn sức lực lái

Hộp số tay tốn nhiều thời gian để sang số và không hoạt động êm ái như hộp số tự động Ngoài ra, khi cần nhiều tỷ số truyền, cấu trúc của hộp số sẽ trở nên cồng kềnh và phức tạp hơn.

1.5 Hoạt động của hộp số

Xe chuyển động với số 1: Động lực từ động cơ => trục sơ => Za’ => Za => trục trung gian => Z1 => Z1’ =>trục thứ

Xe chuyển động với số 4: Động lực từ động cơ => trục sơ => Za’=>trục thứ

Xe chuyển động với số lùi: Động lực từ động cơ => trục sơ => Za’ => Za => trục trung gian => Z5 => ZL=> Z5’ =>trục thứ

1.6 Bảng thông số của xe Ô tô khách 10 chỗ

Trọng lƣợng xe dự kiến: 1500kg

Chiều dài cơ sở: 2540mm

Chiều rộng cơ sở: 1650mm

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

Tỷ số truyền của các tay số: max 1 max 0

G a : Trọng lƣợng toàn bộ ôtô

max=0,39 : hệ số cản chuyển động lớn nhất ( bảng 2-1 tr43 [1])

Hoặc  max  f i r bx : Bán kính làm việc của bánh xe

2).25,4 = 327 mm B: Bề rộng lớp d: Đường kính vành bánh xe

Bán kính làm việc: r bx = r 0 𝜆= 327.0,93 = 304,11 mm  0,304 m

𝜆: Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp áp suất thấp

M emax : Mômen quay cực đại của động cơ M emax = 260 (Nm)

 tl : hiệu suất bộ truyền lực, đối với ôtô khách truyền lực chính 1 cấp  t = 0,85

[2] i 0 : tỷ số truyền của bộ truyền lực chính i 0 = 4 tl e bx a h M i r i G

Hộp số 4 cấp với số 4 là số truyền thẳng:

Chọn hộp số

Hợp số thiết kế theo kiểu: hộp số cơ khí có cấp điều kiển bằng tay, sử dụng bộ đồng tốc Ƣu điểm

Giá thành rẽ, chế tạo và kết cấu đơn giản

Quá trình gài số êm dịu dễ dàng, tránh va đập và gây vỡ bánh răng (so với hộp số không có bộ đồng tốc)

Hiệu suất truyền động cao, làm việc với độ tin cậy tốt

Do phải điều khiển cơ cấu sang số bằng tay nên hơi tốn sức lực lái

Hộp số tay tốn thời gian khi sang số và không hoạt động êm ái như hộp số tự động Ngoài ra, khi yêu cầu nhiều tỷ số truyền, cấu trúc của hộp số sẽ trở nên cồng kềnh và phức tạp.

Hoạt động của hộp số

Xe chuyển động với số 4: Động lực từ động cơ => trục sơ => Za’=>trục thứ

Xe chuyển động với số lùi: Động lực từ động cơ => trục sơ => Za’ => Za => trục trung gian => Z5 => ZL=> Z5’ =>trục thứ.

Bảng thông số của xe

Trọng lƣợng xe dự kiến: 1500kg

Chiều dài cơ sở: 2540mm

Chiều rộng cơ sở: 1650mm

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

Tỷ số truyền của các tay số: max 1 max 0

G a : Trọng lƣợng toàn bộ ôtô

max=0,39 : hệ số cản chuyển động lớn nhất ( bảng 2-1 tr43 [1])

Hoặc  max  f i r bx : Bán kính làm việc của bánh xe

2).25,4 = 327 mm B: Bề rộng lớp d: Đường kính vành bánh xe

Bán kính làm việc: r bx = r 0 𝜆= 327.0,93 = 304,11 mm  0,304 m

𝜆: Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp áp suất thấp

M emax : Mômen quay cực đại của động cơ M emax = 260 (Nm)

 tl : hiệu suất bộ truyền lực, đối với ôtô khách truyền lực chính 1 cấp  t = 0,85

[2] i 0 : tỷ số truyền của bộ truyền lực chính i 0 = 4 tl e bx a h M i r i G

Hộp số 4 cấp với số 4 là số truyền thẳng:

Kết cấu trục

Trục cần phải có độ cứng vững cao, bao gồm kích thước và vật liệu chế tạo phù hợp, nhằm đảm bảo sự ăn khớp chính xác của bánh răng Điều này ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền lâu của bánh răng và ổ bi.

Trục sơ cấp được hỗ trợ bởi hai ổ bi, trong đó một ổ nằm trên bánh đà và ổ còn lại, thường là bi hướng kính, nằm trong vỏ hộp số và được định vị dọc theo trục.

- Trục trung gian: chế tạo liền với bánh răng là bánh răng nghiêng (trừ bánh răng số lùi), đƣợc đỡ trên hai ổ bi đặt ở vỏ hộp số

Trục thứ cấp bao gồm ổ bi thứ nhất, là ổ bi kim được lắp đặt bên trong trục sơ cấp Ổ bi đuôi trục thường là loại bi hướng kính, được trang bị chặn dọc trục nằm trong vỏ hộp số.

Bánh răng quay trơn trên trục được hỗ trợ bởi bạc trượt hoặc bi kim và được bôi trơn để đảm bảo hiệu suất hoạt động Đối với bánh răng trượt trục trên then hoa, nếu bánh răng có độ nghiêng, trục then hoa cần phải xoắn với bước rãnh then tương ứng với bước răng.

Trong các xe thường lắp hộp đo tốc độ ở đuôi trục thứ cấp.

Tính sơ bộ trục và chọn vật liệu chế tạo trục

Đường kính trục sơ cấp: d 1 = 5,3 3 𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥 = 5,3 3 260 = 34 mm ( Công thức Tr.34 [1]) Đường kính trục trung gian: d 2 = 0,45.A = 0,45.80 = 36 mm

Trong đó: A = 80 mm là khoảng cách trục Đường kính trục thứ cấp: d 3 = 0,45.A = 0,45 80 = 36 mm

Quan hệ giữa đường kính trục và chiều dài trục được tính sơ bộ như sau:

Chiều dài trục được xác định theo công thức cần phải phù hợp với sơ đồ tính toán tổng chiều dài các chi tiết lắp trên trục, như minh họa trong hình 1.1 Tổng chiều dài trục l2 có thể tính bằng công thức: l2 = b1 + b2 + b3 + ba + H1 + H2 + 2.B + δb + 2.δt.

Trong đó: b 1 , b 2 , b 3 ,b a là chiều rộng bánh răng

H là chiều rộng bộ đồng tốc, H = (0,68 ÷ 0,78).A, chọn H 1 = 59, H 2 = 61,5 (mm)

Bề rộng ổ đỡ B được xác định trong khoảng từ 0,25 đến 0,28 lần A, với giá trị chọn là 20 mm Khe hở giữa hai bánh răng liền kề δb được chọn là 5,5 mm, trong khi khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp số δt được chọn là 6 mm.

Thay vào công thức, ta tính đƣợc: l 2 = 281 (mm)

Chọn vật liệu chế tạo là thép 45XA thường hóa Ứng suất cho phép: 70 MN/m 2 (trang 35,[1]) Đặc điểm: độ cứng cao, cơ tính tốt

Sau quá trình nhiệt luyện, tôi sử dụng dòng điện cao tầng để xử lý bề mặt, nhằm tăng cường độ cứng, khả năng chống mài mòn và khả năng chịu tải trọng biến đổi.

Bảng 2.1 Thông số bánh răng

Số răng Môđun Chiều cao răng Tỉ số truyền Độ hở hướng tâm Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng chân

Hình 2.1 Sơ đồ thiết kế hộp số 3 trục 4 cấp số

Tính bền trục

Để tính toán trục sơ cấp của hộp số, cần xem xét các tải trọng tác động lên trục, bao gồm lực hướng kính vuông góc với đường tâm trục, lực chiều trục do góc nghiêng của răng và lực vòng.

𝑟 𝑐 , r c là bán kính vòng chia

Mômen xoắn M x tại trục sơ cấp:

M x = M emax (vì là số truyền thẳng)

Mômen xoắn M x tại trục trung gian:

M x = M emax i a (trong đó i a là tỉ số truyền của cặp bánh răng Z a , Z a ’ )

Mômen xoắn M x tại trục thứ cấp:

M x = M emax i a i i (trong đó i i là tỉ số truyền tại số tương ứng, i = 1,2,3)

2.3.1 Tính bền trục trung gian

Momen xoắn trục trung gian:

Bảng 2.2 Bảng thông số của bánh răng số 1

Bánh răng Đường kính vòng chia d(mm)

Hình 2.2 Sơ đồ lực tác dụng ở số 1 trên trục trung gian

Tính phản lực tại các gối đỡ:

Hình 2.3 Biểu đồ moment ở số 1 trên trục trung gian

Bảng 2.3 Moment và đường kính tiết diện số 1 trên trục trung gian

Chọn đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng 𝑍 𝑎 là 50 mm

Chọn đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng 𝑍 1 là 50 mm

Lấy đường kính trục lớn hơn bảng tính do có then trên tiết diện lắp bánh răng

2.3.1.4 Tính bền trục ở số lùi

2.3.2 Tính bền trục thứ cấp

Moment xoắn M x tại trục thứ cấp:

M x = M emax i a i gi (trong đó i gi là tỉ số truyền tại số tương ứng, i = 1, 2, 3)

2.3.2.1Tính bền trục khi gài số 1

Momen xoắn M x tại trục thứ cấp khi gài số 1:

Bảng 2.10 Bảng thông số của bánh răng số 1 trục thứ cấp

Hình 2.10 Sơ đồ lực tác dụng ở số 1 trên trục thứ cấp

Hình 2.11 Biểu đồ moment ở số 1 trên trục thứ cấp

Bảng 2.11 Moment và đường kính tiết diện số 1 trên trục thứ cấp

Chọn đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng 𝑍 1 ′ là 50 mm

Chọn đường kính trục tại B là 50 mm

2.3.2.2 Tính bền trục khi gài số 2

2.3.2.3 Tính bền trục khi gài số 3

2.3.3 Tính bền trục số lùi

Chọn chiều dài trục số lùi là L = 61,5

Momen xoắn M x tại trục số lùi:

Bảng 2.16 Bảng thông số của bánh răng số lùi

Hình 2.16 Sơ đồ lực tác dụng trên trục số lùi

Hình 2.17 Biểu đồ moment ở số lùi trên trục số lùi

Bảng 2.17 Moment và đường kính tiết diện số lùi trên trục số lùi

Chọn đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng 𝑍 𝐿 là 45 mm

Chọn đường kính trục tại A và B là 45 mm

Bảng 2.18 Đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh răng

Bánh răng Za Z 1 Z 2 Z 3 Z 5 Z 1 ’ Z2’ Z3’ Z 5 ’ ZL Z a ' Đường kính (mm) 50 50 55 55 55 50 55 50 55 45 45

Kiểm tra đô võng, góc xoay của trục

2.4.1 Kiểm tra độ võng trên trục trung gian tại tiết diện bánh răng Z 2 Độ võng do lực gây ra:

- Độ võng do lực R 2 gây nên:

- Độ võng do lực R a gây nên:

6.𝐸.𝑗 𝑙 [2.l.b - 𝑏 2 − (𝑙 − 𝑥) 2 ] Độ võng do moment gây nên:

- Độ võng do moment uốn bánh răng Z 2 gây nên:

- Độ võng do moment uốn bánh răng Z a gây nên:

R 2 , R a là lực hướng tâm tại bánh răng tương ứng a là khoảng cách từ tâm ổ bi A tới bánh răng b là khoảng cách từ tâm ổ bi B tới bánh răng

E là modun đàn hồi 2,1.10 5 MN/m 2

J là momen quán tính trục, 𝐽 = 𝜋.𝐷 4

64 ; D là đường kính trục l là khoảng cách giữa 2 ổ bi x là khoảng cách từ tiết diện đang xét đến tâm ổ bi A

M 2 , M a lần lƣợt là momen do lực dọc trục tại bánh răng sinh ra Độ võng phải thỏa điều kiện: 𝑦 𝑅2 +𝑦 𝑅𝑎 +𝑦 𝑍2 ′ + 𝑦 𝑍𝑎 ′ ≤ 0,2 mm

2.4.2 Kiểm tra góc xoay trên trục trung gian tại tiết diện bánh răng Z 1

Góc xoay do lực gây ra:

- Góc xoay do lực R 1 gây nên:

- Góc xoay do lực R a gây nên:

Góc xoay do moment gây nên:

- Góc xoay do moment uốn bánh răng Z 1 gây nên:

- Góc xoay do moment uốn bánh răng Z a gây nên:

R 1 , R a là lực hướng tâm tại bánh răng tương ứng a là khoảng cách từ tâm ổ bi A tới bánh răng b là khoảng cách từ tâm ổ bi B tới bánh răng

E là modun đàn hồi 2,1.10 5 MN/m 2

J là momen quán tính trục, 𝐽 = 𝜋.𝐷 4

64 ; D là đường kính trục l là khoảng cách giữa 2 ổ bi x là khoảng cách từ tiết diện đang xét đến tâm ổ bi A

M 1 , M a lần lƣợt là momen do lực dọc trục tại bánh răng sinh ra

Góc xoay phải thỏa điều kiện: 𝛿 𝑅1 + 𝛿 𝑅𝑎 +𝛿 𝑍1 ′ + 𝛿 𝑍𝑎 ′ ≤ 0,002 𝑟𝑎𝑑

Chọn ổ bi cho trục

Để chọn ổ cần xác định hệ số khả năng làm việc C ứng với chế độ tải trọng thay đổi trên ô tô:

Q tđ : là lực tương đương tác dụng lên ổ

𝛿 𝑥 : là hệ số vòng quay tại số truyền x, 𝛿 𝑥 = 𝑛 𝑥

𝑛 𝑡𝑡 n x : là số vòng quay tại số truyền x n tt : là số vòng quay tính toán với i h = 1 và vận tốc trung bình 9,7 m/s n tt = 𝑣 𝑡𝑏 𝑖 0

𝜋.0,304 = 1219 vòng/phút t x : là tỷ lệ thời gian làm việc ở số truyền x với thời gian làm việc của ô tô (tra bảng trang 38,[1])

𝑄 𝑥 : là lực hướng kính qui dẫn tác dụng lên ổ bi tại số truyền x (công thức trang 39,[1]) Q x = R x + m(A x ± S 1 ± S 2 )

Trong đó: m: là hệ số qui dẫn lực dọc trục ra hướng kính, m = 1,5

S: là lực chiều trục sinh ra bởi tác dụng của lực hướng kính

K 2 : hệ số tính chất tải trọng, K 2 = 1 (đối với ô tô)

Hệ số K3 được xác định dựa trên chế độ làm việc của ổ lăn, đặc biệt là đối với ổ lăn trong hộp số ô tô máy kéo, nơi nhiệt độ làm việc thường dưới 398 K Do đó, K3 được tính là 1 Thời gian yêu cầu làm việc của ổ lăn là 160.000 km, tương đương với h = 160.000.

2.5.1 Chọn ổ cho trục trung gian

Dự kiến chọn ổ bi côn đỡ chặn cho đầu A của trục trung gian, kiểu 46000, β = 10,3° (bảng 17P trang 346,[2]) n x tại trục trung gian bằng 𝑛 𝑥 = 4800

Lực hướng kính qui dẫn ở số 1:

Ta chọn ổ bi côn đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ ký hiệu 2007108, d = 40 mm, D = 68 mm, B

2.5.2 Chọn ổ cho trục thứ cấp

Dự kiến chọn ổ bi côn đỡ chặn cho đầu B của trục thứ cấp, β = 11,4° (bảng 18P trang 349,[2]) n x tại trục thứ cấp bằng 𝑛 𝑥 = 4800

Ta chọn ổ bi côn đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ ký hiệu 2007108, d = 40 mm, D = 68 mm, B

= 19,2 mm Đối với đầu A của trục thứ cấp sử dụng bi kim:

Trong đó: d: là đường kính vòng ngoài của ổ bi kim, d = 41 mm d k : là đường kính kim, chọn d k = 3mm l là chiều dài làm việc của kim, l = (0,5 ÷ 1).d = 20mm

Bảng 2.19 Bảng tóm tắt ổ bi trên các trục

Trục Ký hiệu ổ Đường kính trong(mm) Đường kính ngoài(mm) Bề rộng(mm)

Tiêu đề	Tính Toán, Thiết Kế Hệ Trục Và Ổ Của Hộp Số 3 Trục 4 Cấp Số
Tác giả	Nguyễn Chiêu Anh
Người hướng dẫn	Trần Thanh Tâm
Trường học	Trường Đại Học Cần Thơ
Chuyên ngành	Cơ Khí Giao Thông
Thể loại	Đồ Án
Năm xuất bản	2019
Thành phố	Cần Thơ

Định dạng
Số trang	46
Dung lượng	1,36 MB