CÔNG DỤNG , YÊU CẦU , PHÂN LOẠI
Công dụng
- Thay đổi tốc độ, momen xoắn từ động cơ đến cầu chủ động bằng cách thay đổi tỉ số truyền
- Cho phép ô tô chạy lùi
- Tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực mà xe vẫn làm việc khi dừng xe.
Điều kiện làm việc
- Làm việc trong điều kiện đường tốt
Bộ truyền động ô tô được sử dụng để điều chỉnh tỉ số truyền, từ đó thay đổi mômen xoắn ở các bánh xe chủ động và tốc độ di chuyển của xe, giúp phù hợp với sức cản bên ngoài.
- Thay đổi chiều chuyển động của ô tô (tiến và lùi)
- Tách động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tùy ý mà không cần tắt máy và mở ly hợp
- Dẫn động lực học ra ngoài cho các bộ phận công tác của xe chuyên dùng.
Yêu cầu
Để đảm bảo chất lượng động lực và tính kinh tế nhiên liệu cho ô tô máy kéo, việc lựa chọn tỷ số truyền và số lượng tay số phù hợp là rất quan trọng.
- Làm việc êm dịu ,chuyển số nhẹ nhàng thuận tiện , không va đập
- Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực
- Kết cấu đơn giản , làm việc tin cậy , bền vững
- Hiệu suất cao, kích thước khối lượng nhỏ, giá thành rẻ.
Phân loại
- Theo phương pháp điều khiển chia ra các loại : điều khiển bằng tay, điều khiển tự động và bán tự động
- Theo số cấp phân ra các loại:3,4,5 và nhiều cấp
- Theo sơ đồ động ,phân ra: Hộp số với các trục cố định và hộp số hành tinh ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Theo số lượng phần tử điều khiển cần thiết để gài một số truyền, các hộp số được phân loại thành loại có một, hai hoặc ba phần tử điều khiển Những hộp số có số lượng phần tử điều khiển lớn hơn một thường được sử dụng trong các hệ thống hộp số nhiều cấp.
Theo số lượng dòng lực, có thể phân ra thành một, hai hoặc ba dòng Việc tăng số lượng dòng lực sẽ làm phức tạp kết cấu, nhưng đồng thời cũng giúp giảm tải trọng tác động lên các báng răng, trục và ổ trục, cũng như kích thước của chúng.
THIẾT KẾ HỘP SỐ
Dữ liệu ban đầu
- Tải trọng bản thân 4060 kg
- Khối lượng toàn bộ 9225 kg
- Tải trọng lên cầu chủ động khi đầy tải 5900 kg
- Động cơ diesel 4 kỳ có 𝑀 𝑒 = 427 𝑁𝑚 tại 1800 vòng/phút,
- Tỉ số truyền ih1 = 6,903 ih2 = 4,027 ih3 = 2,739 ih4 = 1,412 ih5 = 1 ih6 = 0,825 iR = 6,923
- Tốc độ tối đa 93 km/h
Chọn sơ đồ hộp số
Phân tích chọn phương án thiết kế:
- Động cơ đặt phía trước, cầu sau chủ động nên động cơ đặt dọc
- Bố trí hệ thống truyền lực như hình vẽ: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
- Làm việc trong điều kiện đường tốt, để tiết kiệm nhiên liệu nên tay số 6 là số truyền tăng
- Có tỉ số truyền tay số 5 bằng 1 nên hộp số 3 trục
- Cặp bánh răng số lùi là bánh răng thẳng, còn lại là bánh răng nghiêng luôn ăn khớp
Hộp số 3 trục, 6 cấp với 6 số tiến và 1 số lùi được thiết kế với trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm Tỷ số truyền cuối cùng là I 5 = 0,825, trong đó số 1 được gài bằng ống răng, còn các số 2, 3, 4, 5, 6 được gài bằng bộ đồng tốc, và số lùi (R) được gài bằng ăn khớp răng.
Sơ đồ sơ bộ hộp số:
Xác định kích thước cơ bản
Do yêu cầu làm việc trong điều kiện nặng nhọc với lực truyền lớn và tốc độ vòng quay cao, hộp số cần có kích thước nhỏ nhưng vẫn phải đảm bảo khả năng truyền momen lớn và hoạt động êm ái, không gây tiếng ồn.
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Loại thép:20X ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
2.3.1 Xác định khoảng cách giữa các trục: A
Trong đó: Memax = 427 Nm: là mômen cự đại của động cơ a : hệ số kinh nghiệm, đối với xe tải động cơ diesel a = 20 – 21
2.3.2 Chọn môđun pháp tuyến các cặp bánh răng
- Cặp bánh răng tay số lùi được ăn khớp bằng bánh răng di trượt nên chọn bánh răng trụ răng thẳng
- Cặp bánh răng 1,2,3,4,6 và cặp bánh răng luôn ăn khớp chọn bánh răng trụ răng nghiêng
- Môđun được chọn theo mômen động cơ theo bảng 2.6 trang 48 tài liệu 1
Chọn môđun cho cặp bánh răng tay số 1 và tay số lùi là mn = 3,5 mm, trong khi môđun cho cặp bánh răng tay số 2, 3, 4, 6 và cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định là mn = 3 mm.
2.3.3 Xác định số răng của các bánh răng hộp số
- Chọn góc nghiêng bằng 𝛽 𝛼 = 30 0 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Số lượng răng za của bánh răng chủ động phải đảm bảo không bị cắt đỉnh và không dịch chỉnh, với điều kiện tối thiểu là ≥ 17 Do đó, chúng ta chọn za = 19 răng để đạt được hiệu quả tối ưu trong thiết kế bánh răng.
- Số lượng răng của bánh răng bị động luôn ăn khớp được tính theo công thức sau: za’= ia.za= 2,024 x 21 = 42,504 chọn za’= 50 răng
- Tính lại tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp ia= 50/21 = 2,381
- Tính lại khoảng cách trục:
- Tỉ số truyền của các tay số trung gian i1 = ih1/ia = 6,903/2,381 = 2,899 i2 = ih2/ia = 4,027/2,381 = 1,691 i3 = ih3/ia = 2,739/2,381 = 1,150 i4 = ih4/ia = 1,412/2,381 = 0,593 i6 = ih6/ia = 0,825/2,381 = 0,346 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
- Số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả thuyết chúng cùng môđun và góc nghiêng
Vậy: z1 = 16 răng z2 = 27 răng z3 = 32 răng z4 = 44 răng z6 = 54 răng zlùi = 19 răng
- Để triệt tiêu lực dọc trục, cần phải tính lại góc nghiêng răng của các bánh răng a,2,3,4,6
Vậy: βa = 14,534 0 β1 = 9,599 0 β2 = 5,731 0 β3 = 19,780 0 β4 = 17,269 0 β6 = 5,732 0 -Tính lại số răng của bánh răng trên trục trung gian
Vậy: za = 21 răng z1 = 16 răng z2 = 27 răng z3 = 32 răng z4 = 44 răng z6 = 54 răng zlùi = 19 răng
- Tính lại số răng của các bánh răng trên trục thứ cấp zi’= ii.zi
𝑚 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Vậy: za’= 50 răng z1’= 46 răng z2’= 46 răng ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG z3’= 37 răng z4’= 26 răng z6’= 19 răng z’lùi = 55
- Tính lại chính xác tỉ số truyền ii ia= 50/21 = 2,381 i1= 46/16 = 2,875 i2= 46/27 = 1,704 i3= 37/32 = 1.156 i4= 26/44 = 0,591 i6= 19/54 = 0,352 ilùi = 55/19 = 2.895
- Tính lại tỉ số truyền hộp số Ihi
Vậy: ih1 = 6,845 ih2 = 4,056 ih3 = 2,753 ih4 = 1,407 ih6 = 0,838 ilùi = 6,892
2.3.4 Xác định kích thước hình học của các bánh răng:
Bảng 2.3.1 kích thước hình học của cặp bánh răng luôn ăn khớp
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Môđun pháp tuyến mn 3 mm
Bước pháp tuyến tn 9,42 mm
Góc nghiệng răng 𝛽 14,534 0 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Hướng răng ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Mô đun mặt đầu mS 3,099 mm
Bước mặt đầu tS 9,42 mm Đường kính vòng tròn chia d 65 mm 155 mm Đường kính vòng đỉnh Dd 71 mm 161 mm Đường kính vòng đáy Dc 57,5 mm 147,5 mm
Chiều rộng vành răng B 20 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 o
Bảng 2.3.2 kích thước hình học của cặp bánh răng tay số 1
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Môđun pháp tuyến mn 3,5 mm
Bước pháp tuyến tn 11 mm
Mô đun mặt đầu mS 3,550 mm
Bước mặt đầu tS là 11 mm, trong khi đường kính vòng tròn chia d là 57 mm và 163 mm Đường kính vòng đỉnh Dd đạt 64 mm và 170 mm, còn đường kính vòng đáy Dc là 48,25 mm và 154,25 mm Đồ án thiết kế ô tô được hướng dẫn bởi GVHD Nguyễn Hữu Hường.
Chiều rộng vành răng B 27 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 o
Bảng 2.3.3 kích thước hình học của cặp bánh răng tay số 2
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Môđun pháp tuyến mn 3 mm
Bước pháp tuyến tn 9,42 mm
Mô đun mặt đầu mS 3,015 mm
Bước mặt đầu tS là 9,42 mm, với đường kính vòng tròn chia d đạt 81,5 mm và 198,5 mm Đường kính vòng đỉnh Dd là 87,5 mm và 144,5 mm, trong khi đường kính vòng đáy Dc là 74 mm và 131 mm Đồ án thiết kế ô tô do GVHD Nguyễn Hữu Hường hướng dẫn.
Chiều rộng vành răng B 22 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 o
Bảng 2.3.4 kích thước hình học của cặp bánh răng tay số 3
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Môđun pháp tuyến mn 3 mm
Bước pháp tuyến tn 9,42 mm
Mô đun mặt đầu mS 3,188 mm
Bước mặt đầu tS 9,42 mm Đường kính vòng tròn chia d 102 mm 118 mm Đường kính vòng đỉnh Dd 108 mm 124 mm Đường kính vòng đáy Dc 94,5 mm 110,5 mm
Chiều rộng vành răng B 26 mm
Khoảng cách trục A 110 mm ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 o
Bảng 2.3.5 kích thước hình học của cặp bánh răng tay số 4
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Môđun pháp tuyến mn 3 mm
Bước pháp tuyến tn 9,42 mm
Mô đun mặt đầu mS 3,142 mm
Bước mặt đầu tS 9,42 mm Đường kính vòng tròn chia d 138 mm 82 mm Đường kính vòng đỉnh Dd 144 mm 88 mm Đường kính vòng đáy Dc 130,5 mm 74,5 mm
Chiều rộng vành răng B 22 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 o ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Bảng 2.3.6 kích thước hình học của cặp bánh răng tay số 6
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Môđun pháp tuyến mn 3 mm
Bước pháp tuyến tn 9,42 mm
Mô đun mặt đầu mS 3,015 mm
Bước mặt đầu tS 9,42 mm Đường kính vòng tròn chia d 163 mm 57 mm Đường kính vòng đỉnh Dd 169 mm 63 mm Đường kính vòng đáy Dc 155,5 mm 49,5 mm
Chiều rộng vành răng B 22 mm
Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến 𝛼 𝑛 20 o ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Bảng 2.3.7 kích thước hình học của các bánh răng tay số lùi
Tên gọi Ký hiệu Giá trị
Tỷ số truyền i là 2,867, với đường kính vòng tròn chia d là 52,5 mm và 150,5 mm Đường kính vòng tròn cơ sở 𝑑 0 lần lượt là 49,33 mm và 141,424 mm Đường kính vòng tròn đỉnh 𝐷 𝑑 đạt 59,5 mm và 157,5 mm, trong khi đó, đường kính vòng tròn đáy 𝐷 𝑐 là 43,75 mm và 141,75 mm.
Chiều cao đầu răng ℎ 𝑑 3,5 mm
Chiều cao chân răng ℎ 𝑐 4,375 mm
Chiều dày răng trên vòng tròn chia
Chiều rộng vành răng b 28 mm
Hệ số trùng khớp 𝜀 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Tính toán sức bền hộp số
2.4.1 Tính bền bánh răng của hộp số:
-Chế độ tải trọng tính toán:
-Mômen tính toán theo mômen lớn nhất của động cơ:
Mômen tính toán trên trục sơ cấp: 𝑀 𝑡 = 𝑀 𝑚𝑎𝑥 = 427 (𝑁 𝑚)
Mômen tính toán trên trục trung gian:
Mômen tính toán của các bánh răng trên trục thứ cấp: 𝑀 𝑡 = 𝑖 ℎ𝑖 𝑀 𝑚𝑎𝑥
Cấp số Tỳ số truyền 𝜂 ℎ𝑘 𝑀 𝑡 (𝑁 𝑚)
= 427 (𝑁 𝑚) – mômen xoắn cực đại của động cơ
𝜂 ℎ𝑘 - hiệu suất truyền lực Mỗi cặp bánh răng ăn khớp có
𝜂 ℎ𝑘 = 0,98 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
-Mômen tính toán theo điều kiện bám:
Với: 𝐺 𝜑 = 59000 (𝑁) – trọng lượng bám của ô tô
𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,7 – hệ số bám của lốp xe với mặt đường
1000 = 0,384 (𝑚) – bán kính tính toán của bánh xe chủ động
𝑖 0 = 5,581 – tỷ số truyền của cầu chủ động
Ta được giá trị của mômen tính toán theo điều kiện bám (Mt)
Cấp số Tỳ số truyền 𝜂 ℎ𝑘 𝑀 𝑡 (𝑁 𝑚)
Lùi 6,921 0,98 3 442,308 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Khi so sánh mômen tính toán theo điều kiện bám và mômen tính toán theo mômen cực đại của động cơ, ta chọn mômen tính toán có giá trị nhỏ hơn Qua đó, chúng ta xác định được các giá trị mômen tính toán chính xác.
Tính bền các cặp bánh răng ăn khớp theo ứng suất uốn:
-Lực vòng tác dụng lên bánh răng tại vị trí ăn khớp:
Với 𝑟 0 – bán kính vòng tròn chia (m)
Ta được giá trị của lực vòng P trên:
Bánh răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp trên trục sơ cấp: P = 13138,461 N ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Các bánh răng trên trục trung gian: với 𝑀 𝑡 = 996,353(𝑁 𝑚)
Bánh răng 𝑟 0 (𝑚) 𝑃 (𝑁) Luôn ăn khớp 0,0775 12856,129
Các bánh răng trên trục thứ cấp:
Số lùi 0,07525 5877,846 -Hệ số dạng răng:
Bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp: y = 0,126 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Các bánh răng trên trục trung gian:
Các bánh răng trên trục thứ cấp:
-Chiếu rộng làm việc của vành răng:
Tay số 2 22 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
-Môđun mặt đầu của răng: 𝑚 = 𝑚 𝑛 (𝑚𝑚)
Cặp bánh răng 𝑚 𝑛 (mm) 𝑚 𝑆 (mm)
-Ứng suất uốn: Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: 𝜎 = 0,24 𝑃
𝑦 Đối với bánh răng trụ răng thẳng: 𝜎 = 0,36 𝑃 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Trong thiết kế ô tô, lực vòng tác dụng lên chi tiết được ký hiệu là P, trong khi chiều rộng làm việc của răng được ký hiệu là b Môđun và môđun pháp tuyến của răng lần lượt được ký hiệu là m và mn Thông tin này là một phần quan trọng trong đồ án thiết kế ô tô dưới sự hướng dẫn của GVHD Nguyễn Hữu Hường.
Từ đó ta tính được giá trị của 𝜎 𝑢 cho từng bánh răng:
Các bánh răng trên trục sơ cấp: 𝜎 𝑢 = 417,094 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Các bánh răng trên trục trung gian:
Các bánh răng trên trục thứ cấp:
Ứng suất uốn cho phép của các bánh răng trong hộp số với các trục cố định được quy định như sau: đối với bánh răng số 1 và số 2, ứng suất uốn tối đa là 350 ÷ 850 (MN/m²); trong khi đó, bánh răng số 3, 4, 5 và số 6 có ứng suất uốn cho phép là 150 ÷ 400 (MN/m²).
1 Đới với bánh răng số lùi: 𝜎𝑢 = 300 ÷ 1200 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Vậy các cặp bánh răng ăn khớp của hộp số đều thoả điều kiện bền theo ứng suất uốn
Tính bền bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
Trong đó: E = 0,22 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) – môđun đàn hồi b’ – chiều dài tiếp xúc răng r1, r2 – bán kính vòng tròn lăn của bánh răng chủ động và bị động
Từ đó ta tính được giá trị của ứng suất tiếp xúc:
Các bánh răng trên trục sơ cấp: 𝜎 𝑡𝑥 = 557,90 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Các bánh răng trên trục trung gian:
Tay số 6 556,53 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
-Ứng suất cho phép của các cặp bánh răng ăn khớp trong hộp số:
Vậy các cặp bánh răng ăn khớp của hộp số đều thoả điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc
-Mômen quán tính khối lượng các bánh răng
R – bán kính vòng tròn chia bánh răng r – bán kính trục tại vị trí đặt bánh răng
J ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Jqda = 41,31 (kg.mm 2 ) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
2.4.2 Tính toán trục hộp số a) Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục, chiều dài hộp số:
-Hộp số xe tải loại 3 trục thường sử dụng ổ bi một dãy hướng kính và bi đũa chịu tải nhẹ và trung bình
-Các kích thước cơ bản của ổ bi đỡ: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Ổ bi đỡ trục sơ cấp có kích thước d x D x B ≈ 49,5 x 99 x 24,2 (mm), trong khi ổ bi đỡ phía sau trục thứ cấp có kích thước d x D x B ≈ 44 x 99 x 24,2 (mm) Ổ bi đỡ đầu trước trục trung gian có kích thước d x D x B ≈ 33 x 71,5 x 22 (mm) và ổ bi đỡ đầu sau trục trung gian có kích thước d x D x B ≈ 33 x 79,2 x 22 (mm) Các kích thước này là cơ sở để chọn sơ bộ chiều trục cho các chi tiết chính.
Chọn chiều rộng ổ bi B = 24 mm
Chiều rộng các ống gài đồng tốc
Chọn chiều rộng ống gài đồng tốc H = 50 mm ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
𝐿 = (3,4 ÷ 3,6) 𝐴 = (3,4 ÷ 3,6) 𝑥 110 = 374 ÷ 396 (mm) b) Chọn sơ bộ kích thước các trục hộp số
-Đường kính trục: Đường kính các trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào các công thức kinh nghiệm sau:
Đường kính trục sơ cấp và trục trung gian:
Trục sơ cấp: d 1 K d 3 Me max [mm] Ở đây: Kd - Hệ số kinh nghiệm: Kd = 4,0 ÷ 4,6
Memax - Mômen cực đại của động cơ [Nm]: Memax = 424 (Nm)
Chọn theo tiêu chuẩn lấy: d 1 = 35 (mm)
Chọn Kd = 4 d 2 (4 4,6) 3 M e max ia 4 3 427x1,9 37,30 (mm)
Trục thứ cấp (d3) Ở phần giữa (đối với trục bậc): d 3 0,45A (mm) Ở đây: A - Khoảng cách trục: A = 110 (mm)
Chọn theo tiêu chuẩn lấy : d 3 = 45 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
-Tính chiều dài sơ bộ các trục:
Quan hệ giữa đường kính trục và chiều dài trục được tính sơ bộ bằng : d 1 (0,16 0,18) l 1 d 2 (0,18 0,21) l 2
Thay số vào ta có: l d 1
Chiều dài trục chọn sơ bộ cần phải phù hợp với sơ đồ tính toán tổng thể chiều dài các chi tiết lắp trên trục Công thức xác định tổng chiều dài trục l2 được tính bằng: l2 = ∑b + 4.H + 2.B + 5.δb, trong đó b là chiều rộng thiết kế của các bánh răng tính bằng mm.
B = 24 (mm) δb - Khe hở giữa hai bánh răng liền kề hoặc giữa răng và ổ đở δb = 5 (mm)
Với sơ đồ của hộp số thiết kế : l 2 b 4.H 2.B 5. b
Ta có: l 2 b 4.H 2.B 6. b 195 4x50 2x24 5x5 452 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG c) Tính chính xác đường kính trục:
Sơ đồ bố trí và phân bố các lực bánh răng trên trục sơ cấp
Sơ đồ bố trí và phân bố lực của các bánh răng trên trục trung gian
Sơ đồ bố trí và phân bố lực của các bánh răng trên trục thứ cấp ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
-Các lực tác dụng từ bánh răng lên trục ở các số truyền
Trong đó: 𝑀 𝑡 – mômen tính toán (Nm)
𝑟 0 - bán kính vòng tròn chia (m)
𝛼 0 – góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến
Luôn ăn khớp 12856,129 4833,94 3332,962 Tay số 1 34959,649 12904,95 5912,354 Tay số 2 24450,307 8943,888 2453,826 Tay số 3 19536,275 7556,462 7025,789 Tay số 4 14439,86 5503,779 4488,945 Tay số 6 12225,153 4471,952 1227,129 Tay số lùi 37956,190 13814,92 -
Tay số 1 5303,787 1957,832 896,973 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
SVTH: NGUYỄN NGOC KHANH MSSV:1351080020 31
Tay số 4 14073,116 5363,996 4374,936 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Tay số 6 1258,108 4410,847 1210,361 Tay số lùi 5877,846 2139,361 -
-Tính ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm:
Ta tính kiểm tra bền trục sơ cấp tại tiết diện nguy hiểmtheo công thức:
𝜎 Σ = √𝑀 𝑢 + 𝑀 𝑥 0,1 𝑑 3 ≤ [𝜎 Σ ] Trong đó: d – đưởng kính trục tại tiết diện nguy hiểm (m)
[𝜎 Σ ] - ứng suất tổng hợp cho phép, [𝜎 Σ ] = 250 ÷ 400 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Trục sơ cấp: ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục sơ cấp là vị trí đặt ổ lăn nên ta chỉ cần kiểm tra bền ở tiết diện này
Với sơ đồ bố trí ổ lăn, bánh răng và lực như hình ta tính được mômen uốn Mu và mômen xoắn Mx như sau: Mu = 244,08 (Nm) Mx = 354,74 (Nm)
Chọn đường kính tại tiết diện nguy hiểm là D = 40 mm
Từ đó ta tính được; 𝜎 Σ = 100,43 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) < [𝜎 Σ ] = 250 ÷ 400 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Vậy trục sơ cấp thỏa điều kiện bền
Trục trung gian là bộ phận quan trọng trong hệ thống truyền động, với mặt cắt nguy hiểm chủ yếu nằm ở vị trí lắp đặt các bánh răng ăn khớp Do đó, việc kiểm tra độ bền tại tiết diện này là cần thiết để đảm bảo hiệu suất và độ an toàn của trục.
Với sơ đồ bố trí ổ lăn, bánh răng và lực như hình ta tính được mômen uốn Mu và mômen xoắn Mx như sau:
Bánh răng Đường kính (mm) 𝑀 𝑢 (𝑁𝑚) 𝑀 𝑥 (𝑁𝑚) 𝜎 Σ (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Tay số 6 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Từ kết quả trong bảng trên ta thấy 𝜎 Σ < [𝜎 Σ ] = 250 ÷ 400 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Vậy trục trung gian thỏa điều kiện bền
Trục thứ cấp có mặt cắt nguy hiểm tại vị trí các bánh răng ăn khớp, do đó, việc kiểm tra độ bền chỉ cần thực hiện ở tiết diện này.
Với sơ đồ bố trí ổ lăn, bánh răng và lực như hình ta tính được mômen uốn Mu và mômen xoắn Mx như sau:
Bánh răng Đường kính (mm) 𝑀 𝑢 (𝑁𝑚) 𝑀 𝑥 (𝑁𝑚) 𝜎 Σ (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Từ kết quả trong bảng trên ta thấy 𝜎 Σ < [𝜎 Σ ] = 250 ÷ 400 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
Vậy trục sơ cấp thỏa điều kiện bền.
Chọn ổ bi đỡ hộp số
Phản lực tổng hợp tại ổ lăn:
Tính toán lực tổng hợp 𝐹 Σ = √𝐹2 + 𝑄2 = √14036,5042 + 3406,1562 = 14443,87 (𝑁) Chọn ổ đỡ cho trục sơ cấp là ổ bi đỡ một dãy, với đường kính trục tại tiết diện đặt ổ đỡ là 40 mm Do đó, ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp được chọn có kí hiệu 36208.
𝑟 kính trong d = 40 mm, đường kính ngoài D = 80 mm, bề rộng b = 23 mm, khả năng tải động C = 30,6 kN, khả năng tải tĩnh Co = 23,7 kN
Tại vị trí đầu trục gần với cặp bánh răng luôn ăn khớp:
Phản lực tổng hợp tại ổ lăn:
Chúng tôi đã chọn ổ đỡ cho trục sơ cấp là ổ bi đỡ một dãy với đường kính trục tại vị trí đặt ổ đỡ là 40 mm Ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp có ký hiệu 36206 được lựa chọn, với đường kính trong d = 30 mm, đường kính ngoài D = 62 mm, và bề rộng b = 16 mm Khả năng tải động của ổ là C = 18,2 kN, trong khi khả năng tải tĩnh là Co = 13,3 kN.
Tại vị trí đầu trục gần với cặp bánh răng luôn ăn khớp:
Phản lực tổng hợp tại ổ lăn:
Trong thiết kế ổ đỡ cho trục sơ cấp, chúng ta chọn ổ bi đỡ một dãy với đường kính trục tại tiết diện lắp đặt là 40 mm Ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ có ký hiệu 36207 được lựa chọn với đường kính trong d = 35 mm, đường kính ngoài D = 72 mm, và bề rộng b = 17 mm Ổ bi này có khả năng tải động phù hợp với yêu cầu thiết kế.
C = 24 kN, khả năng tải tĩnh Co = 18,1 kN ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Phản lực tổng hợp tại ổ lăn:
Ổ đỡ ở trục sơ cấp được chọn là ổ bi đỡ một dãy, với đường kính trục tại tiết diện đặt ổ đỡ là 40 mm Ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp có kí hiệu 46309 được lựa chọn, có đường kính trong d = 45 mm, đường kính ngoài D = 100 mm, bề rộng b = 23 mm, khả năng tải động C = 48,1 kN và khả năng tải tĩnh Co = 37,7 kN.
Thiết kế và tính toán bộ đồng tốc
Hiệu quả của đồng tốc được xác định bởi thời gian cần thiết để đồng tốc đạt được tốc độ đồng đều cho các phần cần nối, được gọi là thời gian đồng tốc tc Thời gian này phụ thuộc vào lực mà người lái tác dụng lên đòn điều khiển và áp suất trên các bề mặt ma sát phải nằm trong giới hạn quy định Đồng thời, đồng tốc cũng cần đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật cần thiết.
- Không cho phép gài số khi các phần cần nối chưa đồng tốc
- Không bị kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm trong quá trình làm việc
Vì vậy, khi tính toán đồng tốc có các nhiệm vụ chính sau:
Để đảm bảo hiệu quả đồng tốc, cần xác định các kích thước cơ bản và các chỉ tiêu liên quan, bao gồm thời gian đồng tốc (tc) và tuổi thọ cần thiết của hệ thống.
- Đánh giá qua giá trị áp suất
- Công trượt riêng trên bề mặt
Khi thực hiện đồ án thiết kế ô tô, cần xác định các thông số kết cấu quan trọng để đảm bảo không xảy ra tình trạng kẹt dính giữa các bề mặt ma sát và bề mặt hãm trong mọi điều kiện sử dụng.
2.6.2 Sơ đồ tính đồng tốc
Sơ đồ tính toán đồng tốc
1 bộ phận nối; 2 vành răng đồng tốc; 3 vành ma sát; 4 bánh răng
5 thanh trượt; 6 bi định vị; 7 trực hộp số;
góc nghiêng của mặt côn ma sát rms bán khính ma sát trung bình β góc nghiêng của bề mặt hãm rβ bán kính trung bình mặt hãm
2.6.3 Trình tự tính toán đồng tốc
Để xác định các kích thước cơ bản của đồng tốc, cần thiết lập mối quan hệ giữa các thông số kích thước và các chỉ tiêu làm việc của đồng tốc Điều này được thực hiện thông qua một quy trình cụ thể nhằm đảm bảo tính chính xác và hiệu quả trong việc thiết kế và vận hành đồng tốc.
- Viết phương trình chuyển động cho khối lượng quán tính Jb khi chuyển số, với giả các thiết:
Trong điều kiện nhiệt độ bình thường, ảnh hưởng của lực cản do dầu bôi trơn đối với sự giảm tốc độ góc của bánh răng là không đáng kể.
Tốc độ của ô tô trong quá trình chuyển số không thay đổi, điều này được chứng minh bởi các nghiên cứu cho thấy giả thiết này hợp lý khi sức cản tổng cộng của đường nhỏ hơn hoặc bằng 0,15 và thời gian đồng tốc không vượt quá 1 giây.
Jb.idt 2.dw/dt = Mms (5.1)
Tích phân phương trình 5.1 nhận được:
Mms: mô men ma sát của đồng tốc(Nm) ác định theo công thức:
Hệ số ma sát (μ) và góc côn (α) của bề mặt ma sát, cùng với bán kính trung bình (rms) và lực chiều trục (Q) tác động lên bề mặt ma sát, là những yếu tố quan trọng Lực này được tạo ra bởi người lái thông qua việc tác động lên đòn điều khiển.
Trong bài viết này, chúng ta sẽ tìm hiểu về các yếu tố quan trọng trong hệ thống truyền động Cụ thể, Pđk là lực tác dụng lên đòn điều khiển (N), trong khi iđk và ηđk đại diện cho tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc và hiệu suất dẫn động tương ứng Hơn nữa, iđt là tỷ số truyền từ trục sơ cấp đến bánh răng cần gài, cũng chính là tỷ số truyền của tay số cần gài của hộp số, tức là idt = ihk.
a, b:tốc độ của trục cần nối( trước khi chuyển số) và bánh răng cần gài đặt trên nó(rad/s)
b = e/ihk 1 ở đây: ihk, ihk 1: tỷ số truyền tay số cần gài và tay số đang làm việc(cần nhả) của hộp số
Tốc độ góc trục khuỷu động cơ (rad/s) khi chuyển số có hai trường hợp: khi chuyển từ số thấp lên số cao, tốc độ góc e nằm trong khoảng (0,75 0,85), và khi chuyển từ số cao xuống số thấp, tốc độ góc e nằm trong khoảng (0,9 1,0) Tốc độ góc N là yếu tố quan trọng trong quá trình chuyển số Đồ án thiết kế ô tô do GVHD Nguyễn Hữu Hường hướng dẫn.
N = .nN/30 (rad/s) nN = 3000 (vg/ph) theo đề bài cho
Jb: mô men quán tính qui dẫn, được xác định như sau:
Jb = Jlh + Jsc + Jtgiak + Jhi.ihi + Jsl.isl (5.6)
Trong đó: Jlh, Jsc, Jtg: mô men quán tính đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và bánh răng lắp trên nó;
Jhi, Jsl là mô men quán tính của bánh răng tay số thứ i, được đặt trên trục thứ cấp, trong khi bánh răng hay khối bánh răng số lùi luôn ăn khớp với trục trung gian Các tỷ số truyền iak, ihi, isl của cặp bánh răng dẫn động trục trung gian và tay số thứ i của hộp số từ trục so cấp đến bánh răng số lùi cần được xác định Bằng cách thay thế các phương trình (5.3) và (5.4) vào (5.2) và thực hiện biến đổi, ta có thể xác định được công thức rms = ωe.Jb.idt².sinα.|1/ihk ± 1 - 1/ihk|/(μ.tc.Pđk.idk.ηđk) Công thức này giúp xác định sơ bộ các kích thước chính của đồng tốc, và trong quá trình tính toán có thể thừa nhận một số giả định nhất định.
- Đối với cặp ma sát thép - đồng thau: = 0,06 0,1; chọn: = 0,06;
= 6 0 7 0 ; chọn: = 7 0 Để đảm bảo điều kiện tránh kẹt dính các bề mặt ma sát, góc không được nhỏ hơn góc ma sát, tức là: min arctg()
- Pđk: lấy theo qui định: Pđk = 60(N);
- iđk = 1,5 2,5; đk = 0,85 0,95 chọn iđk = 1,8; đk = 0,9
Thời gian đồng tốc tc: tc = 0,15 0,3 (cho các tay số cao) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG tc = 0,5 0,8 (cho các tay số thấp)
Mô men quán tính của đĩa bị động ly hợp:
Jlh1: mô men quán tính phần xương của ly hợp
Jlh2 là mô men quán tính của phần may-ơ ly hợp, trong đó đường kính ngoài của đĩa bị động ly hợp (D2) bị giới hạn bởi đường kính bánh đà động cơ Đường kính này thường được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm.
Memax = 427 (Nm) mô men xoắn cực đại của động cơ c - hệ số kinh nghiệm c = 3,6
Để xác định bán kính cong trong R1, cần đảm bảo rằng bán kính trong R1 và bán kính ngoài R2 không chênh lệch quá lớn Sự khác biệt này có thể dẫn đến sự chênh lệch tốc độ trượt, gây ra hiện tượng mòn không đều của vòng ma sát từ trong ra ngoài.
-Mô men quán tính Jlh1 được tính như sau:
.( 4 4 ) (Kg.mm 2 ) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Trong đó: b = 1,8 (mm) bề dày của ly hợp
= 7,8.10 -6 (Kg/mm 3 ) khối lượng riêng của thép; g = 10(m/s 2 ) gia tốc trọng trường
10x32 (155,26 4 82,29 4 ) = 73,74 (Kg.mm 2 ) -Mô men quán tính Jlh2 được tính như sau:
Trong đó: b’ = 1,4.dsc = 1,4.40 = 56 (mm); dsc: đường kính trục sơ cấp
Jlh = Jlh1 + Jlh2 = 73,74 + 185,66 = 259,4 (Kg.mm 2 )
-Mô men quán tính của trục sơ cấp:
Trong đó: d – đường kính trục l - chiều dài trục l = 187,5 mm -Mô men quán tính của trục trung gian Jtg1
6 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Trong đó: dtg = 40 (mm) đường kính trục trung gian; l2 = 440 (mm) chiều dài trục trung gian ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
-Mô men quán tính của bánh răng trên trục trung gian:
Mô men quán tính trục trung gian tính như sau:
Jtg = Jtg1 + Jtg2 = 138,16 + 2969,256 = 3107,416 (Kg.mm 2 )
-Bán kính ma sát tay số 1-2 r ms12 = 267,035.(1/ 4,027 1/ 6,903).844,283.6,903 2 10 6 sin 7 0
6 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG r ms56 = 13,3 mm ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
Để xác định chiều rộng cần thiết của bề mặt ma sát, rms cần đảm bảo áp suất không vượt quá giá trị cho phép Công thức tính bms là bms = (Q/sinα)/(2.π.rms.[p]) hoặc bms = (Pđk.iđk.ηđk)/(2.π.rms.[p]sinα) Trong đó, các tham số như rđk = 1,8, ηđk = 0,9 và [p] = 1 (N/mm²) đại diện cho áp suất cho phép Tính toán cho thấy bms = (60.1,8.0,9)/(2.3,14.46.1.sin70) = 2,75 mm Để thuận tiện cho việc chế tạo và sửa chữa, các đồng tốc trong hộp số thường được thiết kế với kích thước giống nhau Trong trường hợp này, để đảm bảo các đồng tốc ở số cao không bị quá tải, có thể cho phép tăng nhẹ mức tải cho các đồng tốc ở những tay số thấp.
Chọn rms ở tay số hai: rms = 46 (mm)
Bề rộng cần thiết bề mặt má sát: bms = 2,75 (mm)
Sau khi điều chỉnh kích thước, cần kiểm tra và tính toán chính xác chỉ tiêu đồng tốc, bao gồm thời gian đồng tốc tc và công trượt riêng trong quá trình chuyển số Việc này phải xem xét các điều kiện làm việc thực tế và sự giảm tốc độ của ô tô khi chuyển số.
-Thời gian đồng tốc tc:
Thời gian đồng tốc tc(s) được tính chính xác bằng công thức: tc = Jb.iđk².ωe.|1/ihk ± 1 - 1/ihk|/(Mms ± Jb.iđk.εc) Trong đó, εc là gia tốc góc của trục lắp đồng tốc (rad/s²), được xác định theo công thức riêng.
c = g..ibx/(.rbx.dx) (5.8) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ GVHD: NGUYỄN HỮU HƯỜNG
