Đề tài Thiết kế hộp số ô tô xe tải nhỏ

ô tô, Cho xe chạy xuống dốc, chạy theo quán tính... Dẫn động các bộ phận công tác khác trên các xe chuyên dùng như: Tời kéo, cần cẩu, xe tự đổ... I.1.2. YÊU CẦU: Để đảm bảo các cung dụng trên thì hộp số phải đảm bảo các yêu cầu sau: - Có tỉ số truyền và số lượng tay số thích hợp, đảm bảo được chất lượng động lực và có tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ôtô, máy kéo. Do ôtô phải làm việc trên nhiếu địa hình khác nhau, mỗi địa hình lại có các yêu cầu động lực học khác nhau. Do đó với các yêu cầu động lực khác nhau nên hộp số phải có các tỉ số truyền thích hợp để tạo ra momen và số vòng quay thích hợp với từng điều kiện làm việc của ôtô. - Làm việc êm dịu, chuyển số nhẹ nhàng, không va đập. Trong quá trình ôtô làm việc, có thể phải nhiều lần chuyển số tuỳ theo địa hình hoạt động do đó yêu cầu khi chuyển số phải nhẹ nhàng làm việc êm dịu để tránh gây mệt mỏi ảnh hưởng đến sức khoẻ của lái xe. - Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong trường hợp động cơ nổ mà ôtô chưa cần chuyển động. Có cơ cấu chống gài 2 số cùng lúc để đảm bảo an toàn cho hộp số. - Hộp số phải có số lùi để cho phép xe chuyển động lùi để dễ quay đầu xe trong điều kiện đường hẹp; đồng thời phải có cơ cấu chống tự động gài số lùi một cách ngẫu nhiên. - Kích thước, khối lượng nhỏ, kết cấu đơn giản, làm việc tin cậy, hiệu suất cao, giá thành rẻ. I.2. PHÂN LOẠI HỘP SỐ: I.2.1. Theo phương pháp điều khiển: Điều khiển bằng tay, điều khiển tự động và điều khiển bán tự động. a. Hộp số cơ khí (điều khiển bằng tay): Là hộp số điều khiển hoàn toàn bằng kết cấu cơ khí, dựa trên tỷ số truyền khác nhau của các cặp bánh răng ăn khớp. - Ưu điểm: kết cấu đơn giản, làm việc tin cậy, giá thành thấp, dễ bão trì và sửa chữa… - Nhược điểm: kết cấu cồng kềnh, hiệu suất thấp, mất nhiều thời gian chuyển số, điều khiển nặng nhọc(thường phải dung cơ cấu trợ lực)…, Ngoài ra dùng hộp số tay có nhược điểm là không tạo được cảm giác êm dịu mỗi khi chuyển số b. Hộp số tự động: Cấu tạo hộp số tự động AT hai cấp.1. Biến tốc thủy lực; 2- Trục I; 3- Bơm dầu; 4- Li hợp nối thẳng; 5-Cơ cấu bánh răng hành tinh; 6- Trục II; 7- Cảm biến tốc độ; 8- Bộ phanh số lùi; 9- Cụm van điều khiển; 10-bầu lọc dầu. - Nguyên lý làm việc của hộp số tự động là khi cài số, mô-men dẫn động từ động cơ được truyền tới trục hộp số thông qua biến tốc thủy lực. Cảm biến tốc độ gắn trên trục ra của hộp số thông báo cho CPU về tốc độ hiện tại của xe, CPU sẽ điều khiển các van thủy lực để đóng mở các đĩa ma sát, để liên kết các trục bánh răng trong hộp số cho ra một số thích hợp nhất với tốc độ và tải trọng của xe. - Ưu điểm: Có thể tự động đổi số, mô-men được truyền liên tục, động lực không bị ngắt quãng. Thích nghi với mọi loại đường, điều khiển dễ dàng, an toàn thoải mái cho người sử dụng; tải trọng động nhỏ, tuổi thọ chi tiết cao. - Nhược điểm là kết cấu phức tạp, giá thành cao, và khó sửa chữa. Hộp số tự động được phân làm hai loại chính: Hộp số có cấp (AMT và AT), hiện nay loại AT được sử dụng rộng rãi; Hộp số tự động vô cấp CVT (truyền động bằng đây đai kim loại). c. Bán tự động (DCT: Dual - Clutch Transmission). Dùng hộp số tay có nhược điểm là không tạo được cảm giác êm dịu mỗi khi chuyển số, còn hộp số tự động có kết cấu quá phức tạp và làm gia tăng lượng tiêu thụ nhiên liệu. Nhưng, có một loại hộp số có thế loại bỏ được các nhược điểm trên, đó là hộp số- ly hợp kép: Dual - Clutch Transmission (DCT) hay còn gọi là hộp số bán tự động. 1: Bánh răng xoắn ăn khớp với bộ vi sai; 2: bánh răng thuộc bộ vi sai; 3: trục sơ cấp số1; 4: trục khuỷu động cơ; 5: trục sơ cấp số 2; 6: Ly hợp 2; 7: Ly hợp 1; 8: bánh răng xoắn ăn khớp với bộ vi sai; 9: bánh răng ăn khớp với bộ đồng tốc; BR: Cặp bánh răng số Kết cấu đặc biệt của DCT chính là hệ trục trung tâm gồm hai trục đồng trục lồng nhau. Trục thứ nhất (màu đỏ): một đầu (bên trái) liên kết với ly hợp thứ nhất (màu đỏ) bằng then hoa, trên thân trục bao gồm 3 bánh răng có kích thước khác nhau ăn khớp với các bánh răng trên trục thứ cấp thứ nhất, tạo ra các cấp số: 1, 3, 5. Trục còn lại (màu xanh), một đầu lắp với ly hợp thứ 2 (màu xanh), trên thân trục gồm 2 bánh răng ăn khớp với 2 bánh răng trên trục thứ cấp thứ hai tạo ra 2 cấp số 2, 4 và thêm một số lùi. I.2.2. Theo tính chất truyền mô men: Kiểu hộp số có cấp và kiểu hộp số vô cấp. a. Kiểu hộp số vô cấp (CVT: Continuously variable transmission) có mô men truyền qua hộp số biến đổi liên tục và do đó tỷ số truyền động học cũng biến đổi liên tục. Hộp số vô cấp trên ô tô chủ yếu là kiểu truyền bằng thủy lực hay còn gọi là biến mô. Kiểu hộp số vô cấp cho phép thay đổi liên tục trong một giới hạn nào đó giá trị tỷ số truyền và momen xoắn đến các bánh xe chủ động tương ứng với yêu cầu của đường đặc tính kéo lý tưởng. Tùy theo các lực cản bên ngoài, momen có thể thay đổi một cách tự động hoặc do cơ cấu điều chỉnh riêng tác dụng lên các số truyền. Hộp số vô cấp trên ôtô chủ yếu là kiểu truyền động bằng thủy lực (gọi là bộ biến mô hoặc bộ biến đổi momen), thường được sử dụng trên một số kiểu ôtô tải nặng, ôtô kéo, ôtô du lịch cao cấp và ôtô buýt. +Ưu điểm: ôtô có truyền động vô cấp sẽ có tính năng thông qua tốt nhờ momen xoắn truyền đến các bánh xe chủ động liên tục và êm dịu nên giảm được quá tải cho các chi tiết của hệ thống truyền lực, tăng được tuổi thọ của các chi tiết này; giúp người lái dễ dàng vận hành xe. +Nhược điểm: kết cấu phức tạp, đắt tiền; đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp; có hiệu suất truyền lực nhỏ hơn truyền lực có cấp. b. Hộp số có cấp: Gồm một số cấp hữu hạn (thường từ 3 đến 20 cấp). Ứng với mỗi cấp có một giá trị momen và do đó tốc độ truyền qua hộp số là không đổi. Trên ôtô hiện nay dùng nhiều nhất hộp số có cấp điều khiển bằng tay, bởi vì nó có kết cấu đơn giản, chế tạo rẻ và bảo đảm tỷ số truyền cần thiết đáp ứng được điều khiển sử dụng. - Ưu điểm: Tính năng động lực cũng như tính năng kinh tế nhiên liệu tăng, công suất sử dụng để tăng tốc lấy đà cũng nhanh hơn. - Nhược điểm: số lần gài số nhiều làm phức tạp điều khiển và kéo dài thời gian lấy đà. * Theo số cấp chia ra hai loại: hộp số thường (6). - Hộp số thường (từ 3-6 cấp): Kiểu hộp số thường có số cấp nhỏ hơn hoặc bằng 6. Số cấp ảnh hưởng đến tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu của ôtô. Số cấp tăng lên thì tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu đều tăng. Công suất sử dụng để lấy đà và tăng tốc cũng nhanh hơn. Nhưng lúc đó số lần gài số phải tăng theo làm phức tạp điều khiển và kéo dài thời gian lấy đà. +Ưu điểm: số cấp của hộp số càng ít thì sẽ giảm số lần gài số, đơn giản cơ cấu điều khiển, vì thế nên phù hợp với ôtô du lịch, xe con, có phần lớn thời gian làm việc là số truyền thẳng; giảm số lượng đồng tốc, giảm được khối lượng của hộp số, góp phần giảm tự trọng của ôtô. +Nhược điểm: số cấp của hộp số nhỏ làm giảm tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu của xe; khả năng sử dụng công suất để tăng tốc và lấy đà chậm hơn hộp số nhiều số. - Hộp số nhiều cấp (thường từ 8-20): Kiểu hộp số nhiều cấp có số cấp hộp số lớn hơn 6. Đối với ôtô tải lớn và rất lớn hoạt động trong điều kiện nặng nhọc thì số cấp của hộp số có thể từ 8 đến 20 cấp. Với đặc điểm như vậy thì hộp số phải có thêm cơ cấu điều khiển phụ và khi đó kết cấu hộp số được chia làm hai phần: hộp số chính và hộp số phụ; trong đó số cấp của hộp số chính thường từ 4÷5 cấp, còn số cấp của hộp số phụ từ 2÷4 cấp. Dựa vào kết cấu của hộp số phụ ta có thể chia ra: hộp số nhiều cấp với hộp số phụ kiểu bánh răng thường, hộp số nhiều cấp với hộp số phụ kiểu hành tinh, hộp số nhiều cấp với hộp số phụ bố trí phía sau, hộp số nhiều cấp với hộp số phụ bố trí phía trước. +Ưu điểm: số cấp càng tăng lên thì tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu đều tăng, công suất sử dụng để lấy đà và tăng tốc cũng nhanh hơn; tăng khả năng tải cho ôtô, giúp ôtô tải lớn làm việc trong điều kiện nặng nhọc. +Nhược điểm: kết cấu phức tạp, hộp số cồng kềnh; cơ cấu điều khiển phức tạp. - Một số loại hộp số nhiều cấp thường dùng: I.2.4. Theo số trục chứa các cặp bánh răng truyền số: Có thể chia làm hai loại là hộp số hai trục và hộp số ba trục (trục sơ cấp và thứ cấp bố trí đồng tâm). a. Hộp số hai trục gồm: Trục sơ cấp gắn các bánh răng chủ động và trục thứ cấp gắn các bánh răng bị động của các cấp số truyền tương ứng. Hộp số hai trục không thể tạo ra truyền thẳng như hộp số ba trục vì phải thông qua một cặp bánh răng ăn khớp(số răng bằng nhau) tất là hiệu suất của hộp số hai trục luôn bé hơn 1. * Nguyên lí làm việc: hộp số hại trục không có trục trung gian như hộp số ba trục do đó momen từ trục sơ cấp của hộp số thông qua sự ăn khớp của các bánh răng gắn trên trục sơ cấp và thứ cấp để truyền momen ra ngoài. Hộp số hai trục không thể tạo ra số truyền thẳng như hộp số ba trục( dù có tỷ số truyền ở một tay số nào đó i = 1) vì phải thông qua một cặp bánh răng ăn khớp nào đó. Do đó hiệu suất của hộp số hai trục nhỏ hơn hộp số ba trục. Chiều truyền động của trục thứ cấp của hộp số hai trục ngược với chiều truyền động dẫn vào của trục sơ cấp. Hộp số hai trục phù hợp với hệ thống truyền lực có cầu chủ động bố trí cùng phía với động cơ. Điều này thuận lơi cho việc thiết kế truyền lực chính của cầu chủ động với kiểu bánh răng trụ. Như vậy hệ thống truyền lực với hộp số hai trục cho kết cấu gọn hơn và hiệu suất nói chung cao hơn. * Ưu điểm: - kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian. - Dể bố trí và dơn giản dược kết cấu hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ ở gần cầu chủ động. * Nhược điểm: - Không có số truyền thẳng vì thế các bánh răng, ổ trục không được giảm tải ở số truyền cao làm tăng mài mòn và tiếng ồn. - Kích thước theo chiều ngang lớn hơn hộp số ba trục ở cùng tỉ số truyền. b. Hộp số ba trục: (hộp số đồng tâm) gồm: trục sơ cấp I, trục thứ cấp III lắp đồng trục với nhau, ngoài ra còn có thêm trục trung gian (có thể là 1, 2, hoặc 3 trục ) bố trí chung quanh trục sơ cấp và thứ cấp nhằm tăng độ cứng cho trục thứ cấp và duy trì sự ăn khớp tốt nhất giữa các cặp bánh răng. - Nguyên lí làm việc: momen quay từ trục sơ cấp của hộp số thông qua cặp bánh răng chủ động gắn trên trục ăn khớp với các bánh răng lắp trên trục trung gian làm cho trục trung gian quay theo. Các bánh răng trên trục trung gian quay và ăn khớp với các bánh răng gắn trên trục thứ cấp của hộp số để truyền momen ra ngoài. Mỗi cặp bánh răng ăn khớp sẽ cho tỉ số truyền cố định ứng với mỗi tay số nhất định. Tuỳ theo số cấp của hộp số mà có số lượng cặp bánh răng trên các trục cho phù hợp. Hộp số 3 trục có thể có một, hai hoặc ba trục trung gian bố trí xung quanh trục sơ cấp và trục thứ cấp nhằm làm tăng độ cứng vững cho trục thứ cấp, duy trì sự ăn khớp tốt nhất cho các bánh răng lắp trên trục. Hộp số 3 trục có chiều truyền động được dẫn ra từ trục thứ cấp cùng chiều với truyền động dẫn vào trục sơ cấp. - Ưu điểm: có khả năng tạo số truyền thẳng nên hiệu suất cao nhất; khi làm việc ở số truyền thẳng, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn cho phép nâng cao hiệu suất truyền của hộp số và do đó giảm tiêu hao nhiên liệu và tăng tuổi thọ chung cho hộp số; có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước khá nhỏ gọn, nhờ đó giảm được trọng lượng toàn bộ của ô tô. - Nhược điểm: trục thứ cấp phải bố trí gối lên trục sơ cấp thông qua ổ bi đặt bên trong phần rỗng của đầu ra trục sơ cấp, do bị khống chế bởi điều kiện kết cấu nên ổ bi này có thể không được chọn theo tiêu chuẩn tính toán ổ bi mà phải tính toán thiết kế riêng; ở các số truyền trung gian, sự truyền mômen được thực hiện qua hai cặp bánh răng ăn khớp nhau nên làm việc không êm, hiệu suất giảm. PHẦN II. TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG Ố BAN ĐẦU II.1 TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG Ố BAN ĐẦU. II.1.1 Xác Định Tỷ Số Truyền Thấp Nhất Và Cao Nhất Của Hộp Số: Bảng thông số chọn: Thông số Kí hiệu Khoảng giá trị thường gặp Giá trị chọn Đơn vị Tài liệu tham khảo Hiệu suất hệ thống truyền lực chính ht 0,75÷0,85 0,85 [3] Theo quan điểm tăng tốc tốt (Diezel) lv 1 [1] Tỷ số truyền của cấp số cao nhất ihn 1 [1] Hệ số bám j 0,7÷0,8 0,75 [5] Công bội q 1,6÷1,8 1,5 [1] Vận tốc bé nhất Vmin 4÷5 5 Km/h [1] * Tỷ số truyền thấp nhất được xác định theo điều kiện kéo cho trước: ih1 Trong đó: = 0,33 : Hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường. Ga = 2800 (kG) = 27468 (N) : Trọng lượng toàn bộ xe. = 0,35 (m) : Bán kính làm việc của bánh xe chủ động. = 240 (Nm) :Mô men cực đại động cơ. = 0,85 0,89 : Hiệu suất hệ thống truyền lực nMemax=1700 (v/p). Ne = 64. nNe=2800 (v/p). (rad/s) Tỷ số truyền lực chính: Vmax = 100 (km/h) = 27.778 (m/s) Vậy ta có: ih1 = 4,467 * Kiểm tra theo điều kiện bám: ih1 Trong đó : = 0,7.27468=19227,6 (N) :Trọng lượng bám của xe. Tính được: ih1 = 7,106 ( thỏa mãn). * Điều kiện đảm bảo cho ô tô có khả năng di chuyển chậm: Trong điều kiện địa hình xấu ô tô phải duy trì khả năng hoạt động với vận tốc nhỏ nhất Vmin và không quá (4 ÷ 5) km/h - Đảm bảo điều kiện chuyển động với vận tốc tối thiểu: Vmin theo yêu cầu. Trong đó: : Tốc độ góc ổn định nhỏ nhất của động cơ khi đầy tải [rad/s] vmin: Vận tốc chuyển động tịnh tiến nhỏ nhất của ôtô [m/s] Đối với ôtô vận tải có tính năng cơ động cao thì chọn theo khoảng kinh nghiệm: =500¸600 v/ph . Chọn =500v/ph vamin =4¸5 km/h . Chọn vamin=5 km/h II.1.2 Số Cấp Của Hộp Số: Số cấp của hộp số phụ thuộc: - Chủng loại và cung dụng của ô tô. - Vào khoản tỷ số truyền Ki=ih1/ihn Công thức xác định số cấp của hộp số như sau: . Để nâng cao tính chất động lực học của ô tô, nâng cao hiệu suất của hệ thống truyền lực, chúng ta chọn tỷ số truyền ở số cao nhất là số truyền thẳng, nghĩa là ihn=1. Đối với hộp số thường có công bội q = (1,5¸1,8). Chọn q = 1,5. Þ . Chọn n* = 5. II.1.3 Xác Định Tỷ Số Truyền Các Tay Số Trung Gian: Vì ô tô theo đề tài là ô tô tải nên ta thiết kế hộp số có tỷ số truyền các tay số trung gian theo cấp số nhân. Theo quy luật cấp số nhân các cấp số trung gian được xác định như sau: ihi = - Tỷ số truyền tay số hai: ih2 ih2 = = =3,073 - Tỷ số truyền tay sô ba: ih3 ih3 = = = 2,114 - Tỷ số truyền tay số bốn: ih4 ih4 = = =1,454 II.2 Phân tích chọn kiểu – loại và cách bố trí : Ô tô thiết kế là loại ô tô tải nhỏ chuyên dùng để chuyên chở hang hóa, làm việc ở điều kiện thường xuyên thay đổi tải, có tỷ số truyền lớn nên ta chọn hộp số loại 3 trục cố định, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm vì: hộp số này có ưu điểm nổi bật là trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm nên có thể làm tỷ số truyền thẳng, trường hợp này hiệu suất bằng một. Đây là điều quan trọng của đối với ô tô tải vì thời gian làm việc ở tỷ số truyền thẳng chiếm tỷ lệ cao. Măt khác khi ô tô chạy trên đường thẳng, thời gian sử dụng tay số trung gian giảm. Nên tuổi thọ ô tô được kéo dài. Như vậy ta có thể vẽ sơ đồ động hộp số 5 cấp như sau: Hình 2.2- Sơ đồ động hộp số * Xác định phương án bố trí trục số lùi: Để thuận tiện trong việc điều khiển ô tô ta bố trí them một số lùi. Tỷ số truyền tay số lùi: ihL = (1,2 I 1,3). ih1 = 1,2.4,467 = 5,360 Số lùi được bố trí theo các phương án sau: + Bánh răng số 1 và số lùi luôn ăn khớp. + Bánh răng số lùi không luôn ăn khớp. + Cả bánh răng số 1 và số lùi đều không luôn ăn khớp. Ở đây ta chọn phương án gài số lùi và số 1 dùng bánh răng di trượt, bánh răng trung gian (đặt trên trục số lùi) làm hai vành răng. Ngoài ra vì đây là loại xe tải và động cơ đặt dọc phía trước nên bố trí trục số lùi và trục trung gian sao cho chiều cao của hộp số là thấp nhất để tăng khoảng sáng gầm xe đồng thời hạ được chiều cao capin. Từ đó ta có sơ đồ bố trí như sau: Hình 2.1- Sơ đồ bố trí số lùi PHẦN III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN III.1 Tính Toán Các Thông Số Cơ Bản III.1.1 Khoảng Cách Trục. Khoảng cách trục A có thể xác định theo công thức kinh nghiệm: [mm] (4.1) Ở đây: ka - Hệ số kinh nghiệm. ka = 8,6 ÷ 9,6 đối với xe tải. Chọn ka = 9. Mra - Mômen trên trục ra (thứ cấp) của hộp số. [Nm] Trong đó: Memax -Mômen cực đại của động cơ. Memax = 240 [Nm]. ih1 - Tỷ số truyền tay số 1: ih1 = 4,467. Suy ra: Mra = 240×4,467 = 1072,031 [Nm]. Khi đó khoảng cách trục là: = 92,111 [mm]. Chọn A = 96 [mm] III.1.2 Kích Thước Theo Chiều Trục Các-Te Hộp Số. a. Chiều rộng các vành răng. Chiều rộng các vành răng có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau: Hộp số thường: [mm]. (4.2) Ở đây: A - Khoảng cách trục: A = 96 [mm]. Như vậy: [mm]. Giá trị lớn chọn cho cặp bánh răng chịu tải lớn như cặp bánh răng gài số 1và số lùi, giá trị nhỏ thì chọn cho các bánh răng chịu tải nhỏ. b. Chiều rộng các ổ bi đỡ. Đối với ôtô tải, chiều rộng các ổ bi đỡ có thể xác định theo công thức kinh nghiệm sau: [mm]. (4.3) Ở đây: A - Khoảng cách trục: A = 96 [mm]. Như vậy: [mm]. Kích thước chiều rộng của bi phụ thuộc vào loại ổ cụ thể. c. Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc. Đối với đồng tốc ô tô tải gài 2 phía (số 3và số 4) chiều rộng của nó có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau: [mm] (4.4) Ở đây: A - Khoảng cách trục: A = 96 [mm]. Như vậy: [mm]. III.1.2 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: III.1.2.1 Đường kính trục sơ cấp và trục trung gian: a. Trục sơ cấp: [mm]. Ở đây: Kd - Hệ số kinh nghiệm: Kd = 4,0 ÷ 4,6. Memax - Mômen cực đại của động cơ [Nm]: Memax = 240[Nm]. Như vậy: = (24,857 ÷ 28,587) [mm]. Chọn Kd=4 Chọn theo tiêu chuẩn lấy: d1 = 25 [mm] b. Trục trung gian: [mm] Chọn Kd=4 Lấy d2 =30 [mm] c. Trục thứ cấp (d3). Ở phần giữa (đối với trục bậc): [mm]. (4.7) Ở đây: A - Khoảng cách trục: A = 96 [mm]. Suy ra: d3 = 0,45 × 96 = 43,2 [mm]. Chọn theo tiêu chuẩn lấy : d3 = 45 [mm]. III.1.2.2 Tính chiều dài sơ bộ các trục: Quan hệ giữa đường kính trục và chiều dài trục được tính sơ bộ bằng : Thế số vào ta có: [mm] [mm] Chiều dài trục chọn sơ bộ phải phù hợp sơ đồ tính theo tổng thể chiều dài các chi tiết lắp trên trục. Tổng chiều dài trục l2 có thể được xác định bằng: Trong đó: b - Chiều rộng bánh răng thiết kế b = 20 [mm] H - Chiều rộng đồng tốc H = 40 [mm] B - Chiều rộng ổ đở B = 22 [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 : Ta có: [mm] III.1.3 KÍCH THƯỚC VÀ LOẠI Ổ TRỤC. Trong các hộp số 3 trục, thường thường sử dụng ổ bi cầu và ổ bi trụ hướng kính một dãy, loại nhẹ và trung bình. Dựa vào số liệu thống kê, ta xác định các kích thước d, D, B của ổ (tính theo tỷ lệ tương đối đối với khoảng cách trục A) có giá trị như sau: d: Đường kính ngỗng trục. D: Đường kính ngoài của ổ. B: Bề rộng ổ. * Các ổ phía sau của: + Trục sơ cấp: d = 0,45A = 0,45 × 96 = 43,2 » 45 [mm]. D = 0,9A = 0,9 × 96 = 86,4 » 86 [mm]. B = 0,2A = 0,2 × 96 = 19,2 » 20 [mm]. + Trục thứ cấp: d = 0,4A = 0,4 × 96 = 38,4 » 40 [mm]. D = 0,9A = 0,9 × 96 = 86,4 » 86 [mm]. B = 0,2A = 0,22 × 96 = 19,2 » 20 [mm]. + Trục trung gian: d = 0,30A = 0,30 × 96 = 28,8 » 30 [mm]. D = 0,72A = 0,72 × 96 = 69,1 » 70[mm]. B = 0,20A = 0,20 × 96 = 19,2 » 20[mm]. * Các ổ phía trước của: + Trục trung gian: d = 0,30A = 0,30 × 96 = 28,8 » 28 [mm]. D = 0,61A = 0,61 × 96 = 58,56 »60[mm]. B = 0,20A = 0,20 × 96 = 19,2 » 20[mm]. + Trục thứ cấp: d = 0,23A = 0,23 × 96 = 22,08 » 22[mm]. III.1.4 CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BÁNH RĂNG. III.1.4.1 Môduyn: Để đảm bảo các bánh răng hộp số ô tô làm việc êm, xu hướng chọn mkcó giá trị nhỏ, ngược lại góc nghiêng của răng bk thường có giá trị lớn như sau: Chọn m = 2,5 cho các số truyền cao. Chọn m = 3 cho các số truyền thấp(số 1 và số lùi). III.1.4.2 Chọn góc nghiêng của răng (βk). Đối với xe tải : bk =180 ÷ 260 Giá trị nhỏ ứng với tỷ số truyền thấp để giảm bớt lực dọc trục. Chọn b = 250 cho số truyền cao. Chọn b = 220 cho số truyền thấp (số 1 và số lùi). III.1.4.3 Xác định số răng của các bánh răng. Đối với hộp số ba trục đồng trục, các số truyền đều phải qua hai cặp bánh răng: Trong đó một cặp được dung chung cho tất cả các số truyền (trừ số truyền thẳng) gọi là cặp bánh răng luôn ăn khớp. Vì vậy khi phân chia tỷ số truyền cho cặp bánh răng này, cần phải có giá trị đủ nhỏ để vừa đảm bảo tuổi thọ cho cặp bánh răng luôn ăn khớp vừa để cho số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp không nhỏ quá. a. Xác định số răng của cặp bánh răng gài số 1: Theo kinh nghiệm, số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp (số 1) của ô tô tải là Z1= 16÷12. Tuy nhiên, với hộp số của ô tô xe tải nhỏ ( ih1 = 4,467 ), để đảm bảo tính êm dịu và tránh hiện tượng cắt chân răng nên ta chọn : Z1 =17 Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó: ≈ 29 Trong đó: Z1, Z1’ - Số răng của cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng gài số 1. b. Xác định số răng của cặp bánh răng luôn ăn khớp: Từ Z1 tính được tỷ số truyền cặp bánh răng gài số như sau: ig1 Với: A=96: khoản cách trục. - chọn b1 = 220. Suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng truyền động chung (luôn ăn khớp). ih1 = ia.ig1 ia : Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. ≈ 25 Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó: suy ra: ≈ 35 Trong đó: Za, Za’ - Số răng của cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp. c. Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 2. Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số 2: (với k = 2÷n) suy ra: Sau khi tính được ig2 ta tính số răng của bánh răng chủ động tương ứng Z2 được xác định theo công thức: . igk : Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số thứ k. βk : Góc nghiêng của cặp bánh răng gai số thứ k. mk : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ k. Thế vào công thức ta có: ≈ 26 Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó: suy ra: ≈ 27 Trong đó: Z2, Z2’ - Số răng của cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng gài số 2. d. Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 3: Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số 3: (với k = 2÷n) suy ra: Sau khi tính được ig2 ta tính số răng của bánh răng chủ động tương ứng Z2 được xác định theo công thức: . igk : Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số thứ k. βk : Góc nghiêng của cặp bánh răng gai số thứ k. mk : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ k. Thế vào công thức ta có: ≈ 32 Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó: suy ra: ≈ 38 Trong đó: Z3, Z3’ - Số răng của cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng gài số 3. e. Xác định số răng của cặp bánh răng ăn khớp số 4: Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số 4: (với k = 2÷n) suy ra: Sau khi tính được ig2 ta tính số răng của bánh răng chủ động tương ứng Z2 được xác định theo công thức: . igk : Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số thứ k. βk : Góc nghiêng của cặp bánh răng gai số thứ k. mk : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ k. Thế vào công thức ta có: ≈ 38 Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó: suy ra: ≈ 31 Trong đó: Z4, Z4’ - Số răng của cặp bánh răng chủ động, bị động của cặp bánh răng gài số 4. f. Xác định số răng của bánh răng số lùi: Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số lùi: (với k = 2÷n) suy ra: Mặt khác: => => Trong đó: igL2 = ig1 = 2,491 igL2 - Tỷ số truyền của cặp bánh răng Z’1 và ZgL2 igL1 - Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp của số lùi. igL - Tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số lùi. Z1’ - Số răng bánh răng gài số 1 và số lùi. ZL1 - Số răng của bánh răng gài trên trục số lùi (ZL1 = Z1 = 17 răng). ZL - Số răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp của số lùi. Chọn theo điều kiện tránh cắt chân răng: Lấy ZL=17 [răng] ZL’ - Số răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp của số lùi. ≈ 20 Vậy tỷ số truyền thực tế của tay số lùi: ihL = ia.igL = ia.igL1.igL2 suy ra Xác định khoảng cách trục số lùi và trục thứ cấp (Ltc). Khoảng cách trục được xác định theo số răng và mô đuyn của bánh răng dựa vào công thức: Trong đó: L - Khoảng cách trục [mm] mn - mô đuyn của bánh răng [mm] Z, Z’ - Số răng của bánh răng chủ động và bị động Ta có: [mm] g. Tính chính xác lại khoảng cách trục đo làm tròn số răng: [mm] Chọn A = 95,5 [mm] và tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục của chúng đều bằng A = 95,5 [mm] theo công thức: * * * * * Kết quả tính toán các thông số bánh răng được cho bảng:B2-1 Tỷ số truyền iz ig1=1,491 ia=1,793 ig2=1,713 ig3=1,178 ig4=0,811 Số răng chủ động 17 25 26 32 38 Số răng bị động 42 45 45 38 31 Mô-duyn m[mm] 3 2,5 2,5 2,5 2,5 Góc nghiêng β 2204’25” 23037’8” 21040’16” 23037’8” 25025’33” Tỷ số truyền hộp số ih1=ia.ig1 ih2=ia.ig2 ih3=ia.ig3 ih4=ia.ig4 ih5 4,4668 3,0725 2,113 1,4538 1 Chú ý rằng, để đảm bảo cho các bánh răng cùng lắp trên trục có cùng khoảng cách, các bánh răng trong ôtô và máy công trình phải được chế tạo theo sự dịch chỉnh. Hệ số dịch dao tổng cộng ζk của các cặp bánh răng thứ k phải thoả mãn điều kiện ăn khớp đúng như sau: Khi khoảng cách trục ăn khớp Aα của cặp bánh răng nào đó đúng bằng A (hệ số dịch dao tổng cộng ζk =0) thì bánh răng vẫn chế tạo dịch chỉnh nhằm tăng bền và tăng tính êm dịu cho cặp bánh răng ăn khớp của hộp số ô tô. Các cặp bánh răng chế tạo theo kiểu này gọi là cặp bánh răng dịch chỉnh đối xứng. III.1.4.3 Các thông số hình học của các bánh răng. - Bán kính vòng chia của bánh răng được xác định theo công thức : Trong đó : mk : Mô-duyn pháp tuyến của bánh răng thứ k, giá trị từ bảng B2-1. Zk : Số răng của bánh răng thứ k, giá trị tính được từ bảng B2-1. bk : Góc nghiêng của bánh răng thứ k, giá trị từ bảng B2-1. Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng có thể coi gần đúng là hình trụ được xác định bằng: Trong đó : bk : Bề rộng của bánh răng thứ k. Rk : Bán kính vòng chia của bánh răng thứ k. rk : Bán kính bán kính trục lắp bánh răng thứ k. : Khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng, [kg/m3]. Với vật liệu bằng thép hoặc gang, có thể lấy r = 7800 [kg/m3]. Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng được qui dẫn về trục ly hợp - kí hiệu Jqd - được xác định bằng: Trong đó : Jk : Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng ik : Tỷ số truyền tính từ trục ly hợp đến bánh răng thứ k. a. Cặp bánh răng chung: Za=25, Za’=45 Chiều cao răng: h1 = 2,25ma = 2,25.2,5= 5,625 mm. Chiều cao đầu răng: hda = ma = 2,5mm. Độ hở hướng tâm: ca = 0,25ma = 0,25.2,5 = 0,625 mm. Bán kính vòng chia: mm. mm. Đường kính vòng chia: dca = 2.Rca = 2.34,107 = 68,214 mm. dca’ = 2.R’ca = 2.61,393 = 122,786 mm. Đường kính vòng lăn: da = dca = 68,214 mm. da’ = dca’ = 122,786 mm. Đường kính vòng đỉnh răng: Dea = dca + 2ma = 68,214 + 2.2,5 = 73,214 mm. Dea’ = dca’ + 2ma = 122,786 + 2.2,5 = 127,786 mm. Đường kính vòng chân răng: Dia = dca - 2ma - 2ca = 68,214 - 2.2,5 -2. 0,625 = 61,964 mm. Di1’ = dca’ - 2ma - 2ca =122,786 - 2.2,5 -2. 0,625 = 116,536 mm. Thế vào ta tính được: [kg.m2] Jqda=325,636.1,793-2=101,234 [kg.mm2] [kg.mm2] J’qda=3468,689.1,793-2=1078,382 [kg.mm2] b. Cặp bánh răng gài số 1. Số răng: Z1 = 17 răng, Z1’ = 42 răng. Chiều cao răng: h1 = 2,25m1 = 2,25.3 = 6,75 mm. Chiều cao đầu răng: hd1 = m1 = 3 mm. Độ hở hướng tâm: c1 = 0,25m1 = 0,25.3 = 0,75 mm. Bán kính vòng chia: mm. mm. Đường kính vòng chia: dc1 = 2.Rc1 = 55,034 mm. dc1’ = 2.R’c1= 135,966 mm. Đường kính vòng lăn: d1 = dc1 = 55,034 mm, d1’ = dc1’ = 135,966 mm. Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2m1 = 55,034 + 2.3 = 61,034 mm. De1’ = dc1’ + 2m1 = 135,966 + 2.3 = 141,966 mm. Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2m1 - 2c1 = 55,034 - 2. 3 -2. 0,75 = 47,534 mm. Di1’ = dc1’ - 2m1 - 2c1 =135,966 - 2. 3 -2.0, 75 = 128,466 mm. Thế vào ta tính được: = 128,085 [kg.mm2]. 6,429 [kg.mm2]. = 5171,389 [kg.mm2]. 259,187 [ kg.mm2]. c. Cặp bánh răng gài số 2 Số răng: Z2 = 26 răng, Z2’ = 45 răng. Chiều cao răng: h2 = 2,25m2 = 2,25.2,5 = 5,625 mm. Chiều cao đầu răng: hd2 = m2 = 2,5 mm. Độ hở hướng tâm: c2 = 0,25m2 = 0,25.2,5 = 0,625 mm. Bán kính vòng chia: mm. mm. Đường kính vòng chia: dc2 = 2.Rc2 = 69,944 mm. dc2’ = 2.R’c2= 121,056 mm. Đường kính vòng lăn: d2 = dc2 = 69,944 mm. d2’ = dc2’ = 121,056 mm. Đường kính vòng đỉnh răng: De2 = dc2 + 2m2 = 69,944 + 2.2,5 = 74,944 mm. De2’ = dc2’ + 2m2 = 121,056 + 2.2,5 = 126,056 mm. Đường kính vòng chân răng: Di2 = dc2 - 2m2 - 2c2 = 69,944 - 2.2,5 - 2. 0,625= 63,694 mm. Di2’ = dc2’ - 2m2 - 2c2 = 121,056 - 2.2,5 - 2. 0,625= 114,806 mm. Thế vào ta tính được: = 354,132 (kg.mm2). ( kg.mm2). = 3226,279 (kg.mm2). ( kg.mm2). d. Cặp bánh răng gài số 3 Số răng: Z3 = 32 răng, Z'3 = 38 răng. Chiều cao răng: h3 = 2,25m3 = 2,25.2,5 = 5,625 mm. Chiều cao đầu răng: hd3 = m3 = 2,5 mm. Độ hở hướng tâm: c3 = 0,25m3 = 0,25.2,5 = 0,5625 mm. Bán kính vòng chia: mm. mm. Đường kính vòng chia: dc3 = 2.Rc3 = 87,314 mm. d'c3 = 2.R'c3= 103,686 mm. Đường kính vòng lăn: d3 = dc3 = 87,314 mm, d'3 = d'c3 = 103,686 mm. Đường kính vòng đỉnh răng: De3 = dc3 + 2m3 = 87,314 + 2.2,5 = 92,314 mm. D'e3 = d'c3 + 2m3 = 109,4 + 2.2,25 = 108,686 mm. Đường kính vòng chân răng: Di3 = dc3 - 2m3 - 2c3 = 87,314 - 2.2,5 - 2. 0,625= 81,064 mm. D'i3 = d'c3 - 2m3 - 2c3 =103,686 - 2.2,5 - 2. 0,625= 97,436 mm. Thế vào ta tính được: =877,749 (kg.mm2). ( kg.mm2). =1707,308 (kg.mm2). ( kg.mm2). e. Cặp bánh răng gài số 4 Số răng: Z4 = 38 răng, Z'4 = 31 răng. Chiều cao răng: h4 = 2,25m4 = 2,25.2,5 = 5,625 mm. Chiều cao đầu răng: hd4 = m4 = 2,5 mm. Độ hở hướng tâm: c4 = 0,25m4 = 0,25.2,5 = 0,625 mm. Bán kính vòng chia: mm. mm. Đường kính vòng chia: dc4 = 2.Rc4 = 105,188 mm. d'c4 = 2.R'c4= 85,812 mm. Đường kính vòng lăn: d4 = dc4 = 105,188 mm, d'4 = d'c4 = 85,812 mm. Đường kính vòng đỉnh răng: De4 = dc4 + 2m4= 105,188 +2.2,5=110,188 mm. D'e4 = d'c4 + 2m4 = 85,812 + 2.2,5 = 90,812mm. Đường kính vòng chân răng: Di4 = dc4 - 2m4 - 2c4 = 105,188 - 2.2,5 - 2.0,625 = 98,938 mm. D'i4 = d'c4 - 2m4 - 2c4 = 85,812 - 2.2,5 - 2.0,625 = 79,562 mm. Thế vào ta tính được: (kg.mm2). (kg.mm2). (kg.mm2) (kg.mm2). Bảng B2-2: kết quả bán kính vòng chia lắp trên các trục tương ứng: Thông số Z Z' R[mm] R'[mm] A[mm] d1[mm] d2[mm] Cặp bánh răng chung 25 45 34,107 61,393 95,5 25 30 Cặp bánh răng 1 17 42 27,517 67,983 95,5 30 45 Cặp bánh răng 2 26 45 34,972 60,528 95,5 30 45 Cặp bánh răng 3 32 38 43,657 51,843 95,5 30 45 Cặp bánh răng 4 38 31 52,594 42,905 95,5 30 45 Bảng B2-3: Kết quả mô men quán tính khối lượng các bánh răng: Thông số J[kg.mm2] J'[kg.mm2] Jqd[kg.mm2] J'qd[kg.mm2] Cặp bánh răng chung 325,626 3468,689 101,234 1078,382 Cặp bánh răng 1 128,085 5171,359 6,419 259,187 Cặp bánh răng 2 354,132 3226,279 37,512 341,749 Cặp bánh răng 3 877,749 1707,308 196,506 382,222 Cặp bánh răng 4 1862,572 767,638 881,282 363,211 III.2 THIẾT KẾT VÀ TÍNH TOÁN ĐỒNG TỐC. III.2.1 NHIỆM VỤ TÍNH TOÁN ĐỒNG TỐC: Hiệu quả của đồng tốc được đánh giá bằng thời gian cần thiết để đồng tốc làm đồng đều được tốc độ các phần cần nối, gọi tắt là thời gian đồng tốc tc, khi người lái tác dụng lên đòn điều khiển một lực cho phép và áp suất trên các bề mặt ma sát nằm trong giới hạn qui định. Ngoài ra, đồng tốc cần phải đảm bảo được yêu cầu: -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: -Xác định các kích thước cơ bản, để đồng tốc đảm bảo được hiệu quả yêu cầu, thể hiện qua chỉ tiêu. Thời gian đồng tốc tc và tuổi thọ cần thiết. -Đánh giá qua giá trị áp suất -Công trượt riêng trên bề mặt. -Xác định các thông số kết cấu phải lưu ý điều kiện: đảm bảo không kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm, trong bất cứ điều kiện sử dụng nào. Sơ đồ tính toán đồng tốc III.2.2 SƠ ĐỒ TÍNH TOÁN ĐỒNG TỐC Trong sơ đồ này, hệ thống đồng tốc về nguyên tắc được chia thành hai phần: + Phần thứ nhất: Bao gồm các khối lượng có liên hệ động học với trục thứ cấp, như: các khối lượng quay, tính từ trục thứ cấp đến các bánh xe chủ động và khối lượng chuyển động tịnh tiến của ô tô. Mô men quán tính của các khối lượng này được quy dẫn về trục thứ cấp và ký hiệu là Ja. + Phần thứ hai: Bao gồm các chi tiết có liên hệ động học với trục sơ cấp hộp số ( tính từ đĩa bị động ly hợp đến bánh răng cần gài) như: đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục trung gian và các bánh răng trên nó, các bánh răng lồng không trên trục thứ cấp, các bánh răng trên trục trung gian. Mô men quán tính của các khối lượng này được quy dẫn về trục sơ cấp hộp số và ký hiệu là Jb. III.2.3 XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN. III.2.3.1 Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp được xác định theo công thức sau: (3*) Trong đó : k : Chỉ số để chỉ bánh răng quay trơn thứ k trên trục thứ cấp. J1 : Mô men quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (thường chính là trục ly hợp) và tất cả các chi tiết nối với trục (như đĩa bị động ly hợp), [kg.m2]. J2 : Mô men quán tính khối lượng của trục trung gian và tất cả các chi tiết gắn trên trục trung gian, [kg.m2]. ia : Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp của hộp số. Jzk : Mô men quán tính khối lượng của bánh răng bị động (quay trơn trên trục thứ cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian) của cặp bánh răng gài số thứ k, [kg.m2]. ik : Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ k. m : Số lượng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (thường xuyên ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian). Jl : Mô men quán tính khối lượng của bánh răng số lùi có quan hệ động học thường xuyên với bánh răng trên trục trung gian cùng với các khối lượng quay theo khác qui dẫn về trục của nó, [kg.m2]. il : Tỷ số truyền của các bánh răng số lùi; tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh răng số lùi có quan hệ động học với bánh răng trên trục trung gian. F Xác định các đại lượng thành phần của (3*): a) Mômen quán tính J1: J1 = Jtr1 + Jlh Với: Jtr1 là mô men quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (chính là trục ly hợp) và Jlh là mô men quán tính khối lượng của đĩa bị động ly hợp; cũng được xác định như sau: (4*) Ta có: l1 : Chiều dài trục ly hợp, theo kết quả mục III.1.2.2 ta có: l1 = 156,25 [mm]. Rtr1 : Bán kính trục ly hợp, theo kết quả mục III.1.2.1 ta có : Rtr1 = d1/2 = 12,5 [mm]. blh : Chiều rộng trung bình đĩa bị động; có thể lấy gần đúng bằng bề dày xương đĩa ly hợp. blh ≈ (1,5 ÷ 2 [mm]). chọn blh = 1,3 [mm]. Rlh : Bán kính ngoài dĩa ly hợp. Theo [1] trang 15 ta có bán kính ngoài của tấm ma sát ly hợp được xác định : (5*) Trong đó : : Hệ số ma sát trượt giữa các đôi bề mặt ma sát. Phụ thuộc vào nhiều yếu tố: vật liệu, tình trạng của đôi bề mặt ma sát, tốc độ trượt tương đối, nhiệt độ và áp suất bề mặt ma sát. m giữa phê-ra-đồng và gang(hoặc thép) có thể đạt m = 0,35 tuy nhiên do ảnh hưởng của nhiệt độ và tốc độ trượt nên khi tính toán chỉ chọn trong khoảng m = (0,22÷0,3). chọn m =0,25. zms : Số đôi bề mặt ma sát, chọn một đĩa bị động (zms = 2 ) vì như vậy dễ ngắt nhanh và hoàn toàn. p : áp suất pháp tuyến của các bề mặt ma sát. Để bảo đảm tuổi thọ cho các tấm ma sát, giá trị cho phép [p] = 1,4.105 ¸ 2,5.105 [N/m2]. Chọn p = 2,2.105 [N/m2]. KR : Hệ số tỷ lệ giữa bán kính trong và ngoài bề mặt ma sát, . KR=0,5340,75. Vì xe có động cơ tốc độ trung bình và đặc tính động lực xe tốt nên có thể chọn KR theo giới hạn nhỏ.chọn KR = 0,53, b : Hệ số dự trữ của ly hợp; b >1 để đảm bảo cho ly hợp truyền hết mô men xoắn động cơ trong mọi điều kiện làm việc của nó tuy nhiên b cũng không được quá lớn vì như thế ly hợp không làm tốt chức năng bảo vệ an toàn cho hệ thống truyền lực khi quá tải. Theeo thực nghiệm đối với ô tô tải b =(1,6÷2,25). chọn b=1,6 Thế vào (5*) ta tính được : Rlh = = 0,125 [m] = 125 [mm]. Thế vào (4*) ta có : J1 ==3934,991 [kg.mm2]. b) Mômen quán tính Hộp số 3 trục : (6*). Jtr2 : Là mô men quan tính khối lượng trung gian hộp số. [kg.mm2]. Jzk : Là mô men quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục trung gian; đã được xác định (với giá trị in đâm và nghiêng ở bảng B2-3) Jzk = 3468,689+128,0846969+354,1317523+877,7497986+1862,571811 = 6691,228 [kg.mm2]. ia : Là tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp. Thế tất cả vào (6*) ta được: 2126,518 [kg.mm2]. c) Mômen quán tính qui dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấp Jz3 Jz3 = (7*) Với: J’zk: Là mô men quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục thứ cấp; giá trị đước xác định theo nét in đậm gạch chân ở (bảng B2-3). ik: Tỷ số truyền của số thứ k hộp số (bảng B2-1) Thế vào (7*) ta có: Jz3 = = 1346,369 [kg.mm2]. Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng số lùi qui dẫn về trục ly hợp bằng không vì không có quan hệ động học thường xuyên với trục ly hợp trừ khi già số lùi. Thế tất cả vào công thức (3*) ta có mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp bằng: Jå = 3934,991 + 2126,518 + 1346,369 = 7407,878 [kg.mm2]. = 0,00740788 [kg.m2]. III.2.3.2 Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc được xác định theo công thức (8*) Trong đó : Jå : Mô-men quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối lượng chuyển động quay trong hộp số có quan hệ động học với trục sơ cấp hộp số (thường là trục ly hợp); được qui dẫn về trục sơ cấp, [kg.m2]. Theo kết quả vừa tính được ở trên Jå = 0,00740788 [kg.m2]. ik : Tỷ số truyền thứ k của hộp số tương ứng với chế độ tính toán của đồng tốc (tính từ trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán). Trong đồ án này ta tính cho bộ đồng tốc cho các số truyền (3-2) và (5-4). Với ik ở (bảng B2-1) Dw : Chênh lệch tốc độ góc giữa hai bánh răng gài số, [rad/s]. Chúng được xác định theo : (9*) Trong đó : : Tỷ số truyền tính từ trục sơ cấp đến trục bộ đồng tốc của hộp số ứng với số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ ik). Trong đồ án này, khi tính cho số truyền ik = ih3 thì là ih2 và ih4; khi tính cho số truyền ik = ih2 thì là ih3 và ih1; tương tự cho cặp đồng tốc (5-4). weo : Tốc độ góc của động cơ khi bắt đầu chuyển số, [rad/s]. Giá trị này được xác định theo bảng kinh nghiệm sau: Bảng tốc độ góc động cơ weo[rad/s] khi bắt đầu sang số. Chế độ sang số Động cơ xăng Động cơ Diezel Xe du lịch Xe tải và khách Từ số thấp lên số cao (0,6¸0,7)wN (0,7¸0,8)wN và ³ wM (0,75¸0,85)wN Từ số cao về số thấp (0,4¸0,5)wN (0,5¸0,6)wN và ³ wM (0,9¸1,0)wM Trong đó : wN, wM tương ứng là tốc độ góc của động cơ ứng với công suất cực đại, mô-men cực đại của động cơ. Với xe thiết kế là xe tải nhẹ thì: + Khi chuyển từ số thấp lên số cao ta chọn: weo = 0,8.wN = 0,8.293,067 = 234,453 [rad/s]; + Khi chuyển từ số cao về số thấp ta chọn: weo = 0,9.wM = 0,9. 178,024 = 160,221[rad/s]. tc: Thời gian làm đồng đều tốc độ giữa bộ đồng tốc và bánh răng gài số, [s]. Với ôtô tải: tc = 0,3 ¸ 0,8 [s] cho số cao và tc = 1 ¸ 1,5 [s] cho số thấp. Chọn thời gian chuyển số cho cao (số ih3,ih3,ih5) là: + Từ thấp lên số cao: 0,4 [s]. + Từ số cao về số thấp: 0,8 [s] Chọn thời gian chuyển số cho thấp (số hai ih2) là: + Từ thấp lên số cao: 1,3 [s]. + Từ số cao về số thấp: 1 [s] Thế số vào (8*) và (9*) ta có : =2,864 [N.m]. =1,423 [N.m]. =1,281 [N.m]. = 1,655[N.m]. = 0,979[N.m]. = 1,970[N.m]. = 1,355[N.m]. III.2.3.3 Bán kính ma sát của bộ đồng tốc Nếu gọi Rms là bán kính trung bình của vành côn ma sát bộ đồng tốc, thì mô men ma sát được tạo ra do lực ép Q tác dụng lên đôi bề mặt ma sát của đồng tốc có quan hệ với Mms xác định như sau : (10*) Trong đó : Q : Lực ép tác dụng theo chiều trục lên đôi bề mặt ma sát, [N]. Lực ép Q do lực điều khiển P trên cần số tạo ra và được xác định nhờ công thức sau : (11*) Trong đó : P: Lực danh nghĩa tác dụng lên cần điều khiển; xe tải (70÷100). với xe tải nhỏ chọn Pdk = 70 [N]. idk: Tỷ số truyền đòn điều khiển, trong tính toán có thể lấy idk = 1,5 ¸ 2,5. Chọn idk = 1,5. hdk : Hiệu suất của cơ cấu điều khiển; có thể chọn hdk = 0,85 ¸ 0,95. Chọn hdk = 0,85 : Hệ số ma sát giữa đôi bề mặt ma sát. Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau và làm việc trong dầu thì m » 0,06 ¸ 0,07. Chọn m = 0,07. : Góc côn của đôi bề mặt ma sát (xem các hình H4-15, hình H4-16 [1]). Với vật liệu của đôi bề mặt ma sát là đồng thau thì góc côn a tốt nhất là 6 ¸ 70. Chọn a = 70. Thay vào (10*) ta có : = 0,0559 [m] = 0,0278 [m] = 0,0250 [m] = 0,0323 [m] = 0,0191 [m] = 0,0384 [m] = 0,0264 [m] Chọn bán kính ma sát của các bộ đồng tốc (2-3) là Rms(2-3) = 0,0323 [m]. Chọn bán kính ma sát của các bộ đồng tốc (4-5) là Rms(4-5) = 0,0264 [m]. * Chọn bán kính hãm Rb : Khi thiết kế, tuỳ thuộc vào kiểu đồng tốc giá trị trung bình của của Rβ được chọn Rb » (0,75 ¸ 1,25)Rms. Đối với xe tải nhỏ ta chọn đồng tốc kiểu vành răng hãm (hình H4-16b-[1]). Vì vậy ta có thể chọn bán kính phản lực 4-16bH Rb1 = 1,2.Rms(2-3) = 1,2.0,0323= 0,0387 [m]. Rb2 = 1,2.Rms(4-5) = 1,2.0,0264= 0,0317 [m]. III.2.3.4 Chiều rộng bề mặt vành ma sát của bộ đồng tốc: Gọi pN là áp lực pháp tuyến tác dụng lên bề mặt trụ thì ta có thể viết mô men ma sát tác dụng lên bề mặt bằng: suy ra chiều rộng bề mặt vành côn ma sát bms [m] có thể xác định như sau: (12*) Trong đó : pN là áp suất pháp tuyến hình thành ở bề mặt đôi ma sát. Với vật liệu của vành côn ma sát thường được làm bằng đồng thau và được bôi trơn bằng dầu trong cac-te của hộp số thì giá trị áp suất làm việc cho phép nằm trong khoảng pN » (1,0 ¸1,5) [MN/m2]. Chọn pN = 1 [MN/m2]. Các thông số khác đã chú thích và xác định ở trên. Thay số vào (12*) ta có : = 0,00361 [m]. = 0,004408 [m]. Chọn chung cho cả hai đồng tốc: bms = 0,005 [m]. III.2.3.5 Góc nghiêng của bề mặt hãm b : Góc nghiêng bề mặt hãm được xác định theo như sau : (13*) Thay số vào (12*) ta có: ; Hay tgb1 = tgb2 £ 0,4786 Suy ra : b1 = b2 £ 250,34’41” Chọn b = 250 III.2.3.6 Tính toán kiểm tra các thông số cơ bản của đồng tốc Khi tính toán đồng tốc theo phương pháp trình bày trên, chúng ta đã giả thiết rằng trong quá trình gài đồng tốc thì vận tốc xe không đổi. Thực tế, khi gài đồng tốc, do cắt ly hợp (hoặc giảm vị trí cung cấp nhiên liệu cho động cơ về chế độ không tải ( đối với ôtô sử dụng ly hợp thủy lực) nên tốc độ xe giảm trong quá trình gài số. Do vậy các chi tiết nối với trục sơ cấp hộp số sẽ chuyển động chậm dần theo tốc độ của xe trong thời gian gài đồng tốc. Điều này sẽ làm cho chênh lệch tốc độ thực tế tăng lên khi chuyển số từ thấp lên cao; và ngược lại khi chuyển số từ số cao về số thấp, chênh lệch tốc độ sẽ giảm do vậy thời gian chuyển số thực tế giảm. III.2.3.7 Mômen ma sát thực tế của đồng tốc Mômen ma sát thực tế của đồng tốc được xác định như sau: (14*) công thức (2-42) của [1] Trong đó: m : Hệ số ma sát của vành ma sát, m = 0,07. a : Góc côn của vành ma sát, a = 70. Rms(2-3) : Bán kính trung bình vành côn ma sát, Rms(2-3) = 0,0559[m]. Rms(4-5) : Bán kính trung bình vành côn ma sát, Rms(4-5) = 0,0384[m]. Q : Lực gài tác dụng lên vành ma sát của đồng tốc [N], đã xác định (11*). Thế số ta có : = 1,655 [N.m]. = 1,355 [N.m]. III.2.3.8 Thời gian chuyển số thực tế của đồng tốc Thời gian chuyển số thực tế khi gài đồng tốc tương ứng là : Theo [1] (13*) ở đây : Dấu (-) ứng với trường hợp gài số từ số thấp lên số cao. Dấu (+) ứng với trường hợp gài số từ số cao về số thấp. ec chính là gia tốc góc của trục thứ cấp do xe giảm tốc độ khi sang số. Gia tốc ec được xác định từ quá trình giảm tốc của xe trong khi sang số : (14*) Trong đó : g là gia tốc trọng trường (g = 9,81 [m/s2]). y là hệ số cản tổng cộng của đường, khi tính toán chọn y = 0,02. ick, hck tỷ số truyền và hiệu suất truyền lực tính từ bánh răng gài đang tính của đồng tốc đến bánh xe chủ động ôtô Rbx . Với sơ đồ bố trí đồng tốc trên trục thứ cấp thì tỷ số truyền ick = i0 = 3,482 Chọn hiệu suất từ hộp số đến bánh xe chủ động hck = 0,9 d hệ số xét đến các khối lượng quay trong hệ thống truyền lực đến lực quá tính chuyển động tính tiến của ôtô. Có thể chọn gần đúng d = 1,05. Rbx là bán kính bánh xe, Rbx = 0,35 [m] Thế số vào (14*) ta có: ec = = 2,065 [rad/s2] Thế kết quả ec và các thông số đã biết vào (13*) ta tính được thời gian chuyển số thực tế của bộ đồng tốc như sau: = 0,722 [s] = 0,661 [s] = 1,103 [s] = 0,917 [s] = 0,564 [s] = 0,596 [s] = 0,405 [s] III.2.3.9 Công trượt của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc Công trượt do ma sát trượt của đôi bề mặt ma sát đồng tốc Lms[J] có thể được xác định theo công thức đề xuất của giáo sư Griskevich như sau: Trong đó: Dấu (-) ứng với trường hợp gài số từ số cao về số thấp. Dấu (+) ứng với trường hợp gài số từ số thấp lên số cao. Mms : Mômen ma sát của đồng tốc: Mms(2-3) = 2,864[N.m] Mms(4-5) = 1,970[N.m] Dw : Chênh lệch tốc độ góc giữa hai số truyền, theo (9*) ec : Gia tốc góc chậm dần, theo (14*) có ec = 2,065 [rad/s2] tc : Thời gian chuyển số thực tế. Ta có: = 21,583[J] = 18,057[J] = 23,812[J] = 13,564[J]. = 18,677[J]. = 20,818[J]. = 20,292[J]. III.2.3.10 Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc Công trượt riêng của đồng tốc được đánh giá bởi công trượt của đôi bề mặt vành ma sát trên một đơn vị diện tích của vành ma sát như sau: Trong đó : Lms : Công trượt của vành ma sát [J]. Rms : Bán kính ma sát của vành ma sát Rms(2-3) = 0,0323 [m]. Bán kính ma sát của vành ma sát Rms(4-5) = 0,0264 [m]. bms : Chiều rộng bề mặt vành ma sát bms = 0,005 [m]. Thế số ta có: = 21281,76 [J/m2]= 21,281 [KJ/m2]. = 17805,4269 [J/m2]= 17,805 [KJ/m2]. = 23480,1307 [J/m2]= 23,480 [KJ/m2]. = 13375,1678 [J/m2]= 13,375 [KJ/m2]. = 22487,510 [J/m2]= 22,487 [KJ/m2]. = 25065,119 [J/m2]= 25,065 [KJ/m2]. = 24431,807[J/m2]= 24,431 [KJ/m2]. Giá trị công trượt riêng lớn nhất của đồng tốc nhỏ hơn giới hạn cho phép ( £ 100 [KJ/m2]) đối với xe con, tải và khách cở nhỏ. III.3 KẾT CẤU CÁC BỘ PHẬN CỦA CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN GÀI SỐ: III.3.1. Cơ cấu định vị: Hình III.3.1 Cơ cấu định vị các thanh trượt 20. Lò xo; 21. Viên bi định vị;; 22. Đòn trượt dọc Cơ cấu định vị có nhiệm vụ giữ đúng vị trí của các bánh răng di trượt gài số hay khớp răng của bộ đồng tốc (hoặc ống gài) mỗi khi gài số hoặc nhã số; bảo đảm cho các bánh răng nhã hoàn toàn hay ăn khớp hết chiều dài của bánh răng. Lực định vị vừa đủ để tránh hiện tượng nhã số hoặc gài số một cách ngẫu nhiên. Cơ cấu định vị thường dùng loại bi và lò xo tác dụng lên hốc lõm của thanh trượt (dùng để gắn các càng gạt số). Đối với trường hợp gài số bằng bánh răng di trượt răng nghiêng, lực chiều trục lớn, dẽ làm mòn nhanh các hốc lõm định vị và sẽ dẫn đến hiện tượng tự nhã số. Để khắc phục yếu điểm này đối với định vị bi, có thể làm định vị kiểu chốt ( hoặc kiểu chốt khóa – chỉ nhã định vị khi nào ly hợp được ngắt) cho phép định vị làm việc an toàn. III.3.2 Cơ cấu chống gài hai số cùng lúc. Khóa hãm có nhiệm vụ chống cho hai số cùng gài một lúc; tránh làm gãy vở răng hộp số. Để đảm bảo điều kiện này, khi một số đã vào gài số thì khóa hãm sẽ khóa chặt (cưỡng bức) các thanh trượt các số kia ở vị trí trung gian. Một số bất kì nào khác có thể vào số, khi và chỉ khi tất cả các số đang ở trạng thái “mo” (vị trí trung gian). Kết cấu khóa hãm thường cũng dùng bi kết hợp với chốt III.3.2: Kết cấu khóa hãm chống gài hai số cùng lúc 20. Lò xo; 21. Bi định vị; 22. Thanh trượt; 56. Bi; 57. Vỏ hộp số III.3.3 Cơ cấu an toàn chống gài số lùi ngẫu nhiên. Trên hộp số ô tô thường phải dùng cơ cấu an toàn để tránh gài số một cách ngẫu nhiên khi mà xe đang còn chuyển động tịnh tiến; làm gãy vở răng hộp số cũng như gây quá tải đối với hệ thống truyền lực chính. Cơ cấu an toàn chống gài ngẫu nhiên số lùi có nhiều loại; thông thường dùng chốt cản với lực ép lò xo để tạo ra lực cản lớn hơn nhiều khi tiến hành gài số lùi so với việc gài số các cấp tiến. Hình III.3.3: Cơ cấu an toàn tránh gài số lùi ngẫu nhiên 15. cần điều khiển gài số; 26. càng gài số 1và số lùi; 64. chốt tỳ; 65. Lò xo; 66. vít điều chỉnh PHẦN IV. KẾT LUẬN Đồ án môn học này đã hoàn thành các nhiệm vụ, yêu cầu về tính toán và thiết kế theo các thông số về kích thước và tải trọng của xe tải nhỏ của đề đã cho. Giải quyết được mục đích chính của Đồ án là thiết kế hộp số trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hộp số có kết cấu và tính công nghệ phù hợp. Nghĩa là vừa đảm bảo được những yêu cầu cần thiết của hộp số, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo được tính tối ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế tạo. Tuy nhiên với khả năng còn hạn chế và do thời gian không cho phép, Đồ án môn học này không thể tránh khỏi hạn chế và thiếu sót. Vậy một lần nữa em kính mong sự đóng góp của thầy cô và bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án hoàn thiện hơn. Đà Nẵng, ngày…..tháng…..năm 2010 Sinh viên thực hiện. Tôn Thất Lâm TÀI LIỆU THAM KHẢO LÊ VĂN TỤY. Kết cấu và tính toán ôtô. Hướng dẫn thiết kế hộp số ôtô. Đại học Bách Khoa – Đại học Đà Nẵng. NGUYỄN HỮU CẢNH – PHAN ĐÌNH KIÊN. Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo – Tập 1. Nhà xuất bản đại học và trung học chuyên nghiệp – 1987. NGUYỄN TRỌNG HIỆP – NGUYỄN VĂN LẪM. Thiết kế Chi tiết máy . Nhà xuất bản giáo dục – 2001. NGUYỄN HOÀNG VIỆT. Kết cấu ,tính toán và thiết kế ôtô. NGUYỄN HỮU CẢNH, DƯ QUỐC THỊNH, THÁI PHẠM MINH, NGUYỄN VĂN TÀI,LÊ THỊ VÀNG. “Lý Thuyết Ô Tô Máy Kéo”. Hà Nội: NXB Khoa học kỹ thuật; 1996. WWW.DUT.UD.EDU.VN Bài giảng lý thuyết ôtô. l2 H A