Tính toán kiểm nghiệm hộp số xe Matiz

ch bố trí được sử dụng rộng rãi trên ôtô du lịch ngày nay. Hình 2.28. Sơ đồ hệ thống truyền lực. Với ôtô du lịch cỡ nhỏ, làm việc trong điều kiện chất lượng đường khá tốt, thì ta lựa chọn phương án truyền lực theo công thức 4x2, với cầu sau chủ động. Kiểu này ngày nay được sử dụng khá phổ biến trên ôtô du lịch. Cầu sau chủ động giúp xe có tính năng thông qua cao, có thể sự dụng lắp đặt cho nhiều loại xe với trọng lượng chênh lệch trong khả năng cho phép. Chọn loại hộp số : Hộp số thiết kế theo kiểu: Hộp số cơ khí có cấp điều khiển bằng tay, sử dụng bộ đồng tốc ở tất cả các số tiến. Kiểu này có ưu điểm: Giá thành rẻ, chế tạo và kết cấu đơn giản. Quá trình gài số êm dịu dễ dàng, tránh va đập gây vỡ bánh răng (so với loại không sử dụng bộ đồng tốc). Hiệu suất truyền động cao, làm việc với độ tin cậy tốt. Dễ sửa chữa bảo dưỡng. Nhược điểm: Do phải điều khiển cơ cấu sang số bằng tay nên tốn sức lực người lái (đặc biệt khi ôtô làm việc ở chế độ thay đổi tốc độ liên tục). Tốn thời gian sang số, hộp số làm việc không êm dịu như hộp số tự động. Khi cần nhiều tỷ số truyền thì kết cấu hộp số sẽ cồng kềnh phức tạp. Chọn sơ đồ động học của hộp số Hình 2.29. Sơ đồ động học của hộp số 5 cấp. 1- Trục sơ cấp ; 2- Vỏ hộp số ; 3- Nắp hộp số ; 4- Đồng tốc ; 5,6,8- càng gài số tiến ; 7- trục thứ cấp ; 9- trục trung gian ; 10- trục số lùi ; 11- càng gài số lùi ;12- ổ bi đũa. Z4 – Z4’ :Cặp bánh răng thường tiếp; Z3 –Z’ :Cặp bánh răng số truyền III; Z2 –Z’ : Cặp bánh răng số truyền II; Z1 – Z’ :Cặp bánh răng số truyền I; Z5 –Z’ : Cặp bánh răng số truyền V; Z’L – Z’’ L:Khối bánh răng số lùi. - Trục sơ cấp : là trục bị động của ly hợp, gối trên hai ổ bi: một đặt trong lòng bánh đà, một đặt trong vỏ hộp số. Trên trục này mang theo bánh răng thường xuyên ăn khớp, đồng thời có lỗ đặt ổ bi cho trục thứ cấp. - Trục trung gian: đặt trên hai ổ trụ và một ổ kim nhằm nâng cao độ cứng vững của trục, đảm bảo các bánh răng ăn khớp tốt và không bị ồn khi làm việc ở ở tốc độ cao. Các bánh răng ở dạng nghiêng (trừ bánh răng số lùi) vừa tăng khả năng ăn khớp êm, vừa tăng đọ bền chịu tải, chiều nghiêng của răng được tính toán nhằm giảm bớt lực chiều trục tác dụng lên các ổ. Trục trung gian có độ dài lớn nên vách ngăn của vỏ hộp số chuyển vào trong, nâng cao độ cứng vững của trục. Trên đầu cuối của trục trung gian sau vách ngăn giữa, có đặt bánh răng số 5 ở trạng thái lồng không và chỉ nối cứng với trục khi gài với đồng tốc (đồng tốc số 5), phần thân đồng tốc liên kết cứng trên trục nhờ then hoa. - Trục thứ cấp: đặt trên ổ bi kim gối trong bánh răng trục chụ động và ổ bi cầu đặt trên vách ngăn. Các bánh răng số 1, 2 lùi đặt lồng không trên trục nhờ các ổ bi kim, việc gài cứng với trục thực hiên bằng các đồng tốc( phân thân đồng tốc liên kết cứng trên trục nhờ then hoa). Bánh răng số 5 liên kết then hoa trên trục thứ cấp. Nhờ bố trí lồng trục chủ động và trục thứ cấp, nên số 4 là số truyền thẳng, đảm bảo số truyền có hiệu suất truyền lực cao. Đồng tốc này bố trí cho số 3, 4. Trên trục thứ cấp còn có đồng tốc sô 1, 2. Phần cuối trục thứ cấp có bánh răng gài số 5 gắn với nạng các đăng dẫn động cầu sau. Trên ôtô bố trí trục thứ cấp hộp số dài tạo điều kiện thu ngắn chiều dài các đăng, nâng cao tuổi thọ, độ bền các đăng, và bố trí gài cần số. - Trục số lùi: đặt cho phép khi gài đồng thời ăn khớp với bánh răng số lúi trên hai trục thứ cấp và trung gian. Sô lùi thực hiên khi gài vào bánh răng sô lùi trên trục phụ ăn khớp vào với hai bánh răng số lùi trên trục thứ cấp và trục trung gian.Trục số lùi lắp cố định trên vỏ, còn bánh răng lắp lồng không di trượt trên nó nhờ ổ bi kim. Hộp số sự dụng ba đồng tốc quán tính với cả năm tay số. - Cơ cấu điều khiển: Cơ cấu điều khiển theo kiểu bằng tay. Trên trục trượt có các rãnh hãm và được hãm bằng bi dưới tác dụng của lực nén lò xo, để đảm bảo không cho trục dịch chuyển tránh hiện tượng nhảy số ngẫu nhiên, tránh cài hai số một lúc. Ngoài ra còn có cơ cấu định vị đúng số. Như vậy ta có thể thấy được rằng mỗi loại hộp số đều có ưu điểm và nhược điểm. Vì vậy việc chọn ra loại hộp số thích hợp cho việc thiết kế và sử dụng phổ biến không phải là điều đơn giản. Ngày nay do công nghệ kỹ thuật phát triển liên tục nên ra đời một số loại hộp số rất hiện đại và phức tạp tuy nhiên giá thành lại rất đắt. Nên chắc chắn rằng các loại hộp số cơ khí truyền thống sẽ vẫn được sử dụng trong một thời gian dài nữa. CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CHO XE DU LỊCH Căn cứ yêu cầu của đồ án là “ Nghiên cứu thiết kế hộp số cho xe du lịch” và phần phân tích chọn phương án thiết kế ở phần chương II thì ta có thể thấy được các yêu cầu chính cần thiết cho việc thiết kế hộp số xe du lịch như sau: + Tốc độ tối đa của xe du lịch. + Loại đường xe du lịch thường xuyên hoạt động. + Công dụng của hộp số khi lắp trên xe du lịch. Với các loại xe hoạt động ở Việt Nam do chất lượng đường chưa được tốt nên để xe có thể đạt vận tốc cao là rất khó. Trên các đường cao tốc hiện nay, tốc độ tối đa cho phép là cũng mới chỉ đạt tới 100 km/h. Nhưng đó cũng chỉ là trên một số con đường hiện đại nhất tại Việt Nam hiện nay, còn khi hoạt động trong các thành phố thành phố đông đúc thì để xe có thể đạt được vận tốc cao lại càng khó hơn. Chính vì vậy nên việc thiết kế hộp số phù hợp với khoảng động học của ô tô là điều rất quan trọng. Bên cạnh đó việc phân chia khoảng vận tốc cũng là yêu cầu thiết yếu cần có. Mục đích của nó là nhằm đảm bảo sử dụng hợp lý khoảng động học của ô tô, để từ các yêu cầu đặt ra xe có chất lượng kéo – vận tốc tốt hơn, tính kinh tế cao hơn trong mọi điều kiện hoạt động. Có 4 cách phân chia vận tốc cho các số truyền : Đảm bảo cho ô tô có vận tốc trung bình cao; Đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt; Đảm bảo nâng cao tính kinh tế nhiên liệu của ô tô; Đảm bảo cho xe có khả năng kéo tốt. Do yêu cầu của đồ án là “Nghiên cứu thiết kế hộp số cho xe du lịch” ta chọn cách phân chia tỷ số truyền để đảm bảo tính năng tăng tốc tốt. Sau đây là một số thông của xe cần thiết cho việc thiết kế hộp số: TT Thông số Giá trị Đơn vị 1 Trọng lượng toàn bộ của xe khi đầy tải G = 2530 kg 2 Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động G2 = 1442 kg 3 Hệ số bám mặt đường = 0,8 4 Thông số lốp xe 225/75 R16 5 Vận tốc lớn nhất của xe vmax = 130 Km/h 6 Mômen xoắn cực đại của động cơ Memax = 178 N.m 7 Số vòng quay của động cơ ứng với mômen xoắn lớn nhất nM = 2500 vg/ ph 8 Công suất lớn nhất của động cơ Nemax = 65,5 kw 9 Số vòng quay của động cơ ứng với công suất lớn nhất nNe = 4000 vg/ph 10 Số vòng quay trục khuỷu ở chế độ không tải 700 ¸ 750 vg/ph Khoảng động học và khoảng lực học của ô tô. Khoảng động học của ô tô được xác định theo công thức sau: dk = (3.1) Trong đó: dk – Khoảng động học của ô tô; vtmax – Tốc độ tính toán lớn nhất của ô tô; vtmin – Tốc độ tính toán nhỏ nhất của ô tô; Khoảng động lực học của ôtô dl= (3.2) Trong đó: hå - hiệu suất của ôtô có kể đến tổn thất trong thiết bị động lực hå=0,8…0,85 ở đây chọn hå= 0,82 - Hệ số quy dẫn đối với xe du lịch chọn = 0,147 G - Trọng lượng toàn bộ ôtô (Kg) G = 2530 Gj - Trọng lượng bám của ôtô(Kg) Gj= 1442 vì xe có cầu sau chủ động. j - Hệ số bám, j =0,8 Thay các đại lượng đó vào công thức (3.2) ta được d1 = 3,78 d1 =dk = 3,78. Vtmin== = 34 (Km/h) Vận tốc tính toán nhỏ nhất vtmin có thể hạn chế khả năng cơ động của xe ở vận tốc thấp vì xe đôi khi cần chuyển động với vận tốc rất thấp. Khi đó động cơ sẽ làm việc ở số vòng quay ổn định thấp nhất nemin. Giữa vận tốc nhỏ nhất của xe v’min để đảm bảo khả năng cơ động (ứng với số vòng quay ổn định thấp nhất của động cơ) và vận tốc tính toán nhỏ vtmin có mối quan hệ sau: v’min = Trong đó : de = == 5,7 Phân chia tỷ số truyền cho các tay số. Có 4 cách phân chia vận tốc cho các số truyền : Đảm bảo cho ô tô có vận tốc trung bình cao; Đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt; Đảm bảo nâng cao tính kinh tế nhiên liệu của ô tô; Đảm bảo cho xe có khả năng kéo tốt. Do thiết kế hộp số cho xe du lịch nên ta chọn cách phân chia vận tốc đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt. Để đảm bảo ô tô có tính năng tăng tốc tốt thì phải phân chia vận tốc cho các số truyền theo cấp số nhân với công bội bằng q. Khi phân chia vận tốc theo cấp số nhân thì tính năng tăng tốc của ô tô ở các số truyền thấp sẽ tốt. Còn ở các số truyền cao tính năng tăng tốc của xe sẽ kém đi nhiều mặc dù ở các số truyền này quá trình tăng tốc của xe vẫn xảy ra trong khoảng biến thiên hẹp của số vòng quay động cơ. Nguyên nhân là do khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các số truyền cao quá lớn. Do vậy cần thời gian dài để gia tốc khối lượng chuyển động tịnh tiến của ô tô. Như vậy để đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc cần tiến hành phân chia khoảng vận tốc theo cấp số nhân và có hiệu chỉnh bằng cách: tăng khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các số truyền thấp và giảm khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các số truyền cao Xác định các tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyền lực. Tỷ số truyền lớn nhất của hệ thống truyền lực xác định theo công thức: itlmax = trong đó: nNe – số vòng quay của động cơ ứng với ứng với công suất lớn nhất [vg/ph]; itlmax = = 17,8 ta có: dk = ; dk = 3,78 itlmin = == 4,7 i0 = 4,7 Xác định tỷ số truyền ở các tay số. Tỷ số truyền của số 1 được xác định bởi công thức: ih1 = ==3,78 Tỷ số truyền của các số truyền trung gian xác định theo công thức ih2 = ih1. ih3 = ih2. Để đảm bảo khoảng cách giữa các tốc độ lớn nhất ở các số truyền cao thu hẹp lại nên tiến hành hiệu chỉnh các tỷ số truyền trung gian sao cho: Đối với hộp số có số truyền tăng và trước số truyền tăng là số truyền thẳng, thì từ số 1 đến số truyền thẳng tỷ số truyền được phân chia theo cấp số nhân. Công bội của cấp số nhân này sẽ là: == 1,56 ih2 = ih1. = 3,78 . 1,56= 2,42 ih3 = ih2. = 2,42 . 1,56= 1,55 ih4 = 1; Để nâng cao tính kinh tế nhiên liệu ta bố trí thêm số truyền tăng. Vận tính toán của xe ở số truyền tăng được chọn sao: trong đó: vth – vận tốc của xe ở số truyền thẳng; vtg – vận tốc của xe ở số truyền tăng; ω – vận tốc góc của động cơ ứng với chế độ có tính kinh tế nhiên liệu tốt nhất. Thông thường tỷ số nằm trong khoảng 1,2 ÷ 1,3. Số truyền tăng không nằm trong khoảng phân chia vận tốc mặc dù nó đóng vai trò bổ xung trong việc tăng tính kinh tế nhiên liệu. 1,2 ÷ 1,3 Chọn itg=0,8. Tỷ số truyền số lùi: isl = 1,2. ih1 =1,2 . 3,78 = 4,54 Vậy tỷ số truyền của hộp số được xác định như sau: Tỷ số truyền số I = 3,78; Tỷ số truyền số II = 2,42; Tỷ số truyền số III = 1,55; Tỷ số truyền số IV = 1; Tỷ số truyền số V = 0,8; Tỷ số truyền số lùi = 4,54. Tính toán kéo kiểm nghiệm. Thông số ban đầu. - Tỷ số truyền của hộp số ở các tay số: Số I 3,78 Số II 2,42 Số III 1,55 Số IV 1 Số V 0,8 Số lùi 4,54 - Trọng lượng toàn tải của xe G = 2530 kg - Công thức bánh xe và bán kính bánh xe 4x2 và rk = 0,4 m - Số vòng quay ổn định tối thiểu động cơ nemin = 700 v/ph - Công suất cực đại của động cơ Nemax = 65,5 kw đạt được ở vòng quay neN = 4000 v/ph - Mô men xoắn cực đại tại 2600 v/ph là : 178 N.m Và một số các thông số khác về kết cấu và kích thước của hộp số và các chi tiết của nó sẽ được trình bày cụ thể trong quá trình tính toán. Tính toán kéo chuyển động thẳng xe du lịch. Việc tính toán kéo kiểm nghiệm (mà kết quả của nó là đưa ra đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe) có ý nghĩa hết sức quan trọng trong quá trình khai thác sử dụng xe. Nó có thể xác định và đánh giá chất lượng kéo của xe đã có họăc so sánh chất lượng kéo giữa các xe với nhau. Từ đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe có thể cho ta biết: - Ứng với mỗi loại đường cho trước, xe có thể đi được ở tay số nào và vận tốc cực đại mà xe có thể đạt được là bao nhiêu. - Góc dốc lớn nhất mà xe có thể khắc phục được ở tốc độ và tay số đã cho. - Đánh giá được việc phân chia tỷ số truyền ở tay số thấp nhất và cao nhất có hợp lý hay không. Với ý nghĩa quan trọng như vậy nên trong quá trình tính toán kiểm nghiệm cần thiết phải tính toán kéo chuyển động thẳng cho xe. Đặc tính kéo chuyển động thẳng là đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa lực kéo đơn vị của xe với vận tốc chuyển động của nó fđ = f (v) Đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe phụ thuộc vào các yếu tố sau: - Đặc tính ngoài của động cơ - Số lượng số truyền của hộp số và tỷ số truyền của chúng - Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực của xe. - Hiệu suất của hệ thống truyền lực (htl). - Hiệu suất động lực của động cơ (hđl). - Tốc độ lớn nhất của xe (Vmax). - Tốc độ lớn nhất của số truyền (Vimax) - Trọng lượng của xe (G). - Bán kính bánh xe chủ động (rk) Xây dựng đặc tính ngoài của động cơ. Đặc tính ngoài của động cơ là đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa công suất Ne, Mô men xoắn Me với số vòng quay của động cơ khi lượng nhiên liệu cung cấp cho động cơ là lớn nhất . Nó là thông số đầu vào quan trọng nhất để xây dựng đặc tính kéo chuyển động của xe. Do đó đầu tiên ta phải xây dựng đặc tính ngoài của động lắp trên xe. Để xây dựng đặc tính ngoài của động cơ, ta xác định công suất và mô men của nó theo tốc độ vòng quay của trục khuỷu từ vòng quay ổn định nhỏ nhất đến vòng quay định mức: n = nmin ¸ nN Ta có thể xây dựng đặc tính ngoài của động cơ bằng phương pháp sử dụng công thức thực nghiệm của Lây-Đéc-Man. Đường đặc tính được xây dựng theo công thức: Trong đó: Ne : Công suất của động cơ ở vòng quay bất kỳ Nemax : Công suất lớn nhất của động cơ ne : Tốc độ vòng quay trục khuỷ động cơ tại công suất Ne nN : Vòng quay ứng với công suất lớn nhất Nemax a, b, c là các hệ số thực nghiệm nó phụ thuộc vào kiểu loại động cơ. Động cơ chọn a = 0,672; b = 1,747; c = 1,419. Đường mô men được xây dựng theo công thức: Trong đó: Me : Mô men xoắn ứng với vòng quay ne ω : Vận tốc góc trục khuỷu động cơ. ne : Vòng quay bất kỳ Ne : Công suất ứng với ne Kết quả tính toán được ghi trong bảng sau: ne (vßng/p) 700 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 Ne (kw) 10,71 16,7 27,7 39 49,5 58,2 63,9 65,5 Me (KGm) 8,8 9,6 10,57 11,17 11,35 11,13 10,46 9,38 Dựa vào bảng này ta vẽ được đồ thị đặc tính ngoài của động cơ. Xây dựng đặc tính kéo chuyển động thẳng. Đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe là đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa lực kéo đơn vị của xe tính theo động cơ với tốc độ của xe ở các tay số khác nhau. Để vẽ được đường đặc tính kéo ta cần phải xác định: - Công suất tự do của động cơ (Nđ) ở các số vòng quay khác nhau. - Vận tốc chuyển động của xe Vi ở từng tay số tương ứng với số vòng quay khác nhau của động cơ. - Lực kéo đơn vị trên bánh xe chủ động (fcđ) ở các tay số ứng với từng tốc độc chuyển động (Vi) của xe. - Xác định được hiệu suất truyền lực của xe và từ đó xác định được lực kéo đơn vị của xe ở các tay số ứng với từng tốc độ chuyển động của xe. Xác định lực kéo trên bánh xe chủ động: Trong đó: Nđ: Công suất tự do của động cơ htl : Hiệu suất hệ thống truyền lực : Chọn ht l = 0,9 G : Trọng lượng xe n : Vòng quay động cơ. Chọn n = 700, 1000, 1500, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000. rcd = 0,4 (m) Vận tốc chuyển động thẳng của xe theo số vòng quay của trục khuỷu xác định theo công thức: Trong đó: ne : Số vòng quay của trục khuỷu (Vòng/phút) itli : Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở tay số thứ i itli = ihsi . iqv . ic Trong đó: ihsi : Là tỷ số truyền của hộp số ở tay số thứ i iqv : Là tỷ số truyền của cơ cấu quay vòng ic : Là tỷ số truyền của truyền động cạnh Công suất tự do của động cơ tính theo vòng quay của trục khủyu (Nđ): Nđ = Ne - Nđl Trong đó: Ne : Công suất của động cơ theo ne (lấy ở bảng 1) Nđl: Tổn hao công suất theo chế độ vòng quay NđlN : Tổn hao động lực của động cơ ở chế độ công suất cực đại Ta chọn: NđlN = 700, 1000, 1500, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000V/ph. Vào công thức trên ta tìm được N Thay giá trị N vào ta tính được Nđ. Tính lực kéo đơn vị của xe (fđ): fđ = fcđ Trong đó: fcđ là lực kéo của bánh chủ động. với fđ là lực kéo đơn vị; G là trọng lượng của xe; htl là hiệu suất hệ thống truyền lực; V là vận tốc chuyển động thẳng của xe ở các tay số khác nhau. Từ kết quả tính được ta vẽ được đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa lực kéo đơn vị của xe fđ với vận tốc chuyển động của xe ở các tay số khác nhau. Đó chính là đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe. Xác định tốc độ lớn nhất mà xe có thể đạt được ở một loại đường đã cho. Ta ứng đồ thị đặc tính kéo fđ = f(v) có thể xác định được tốc độ lớn nhất mà xe kéo được. Muốn vậy chọn hệ số cản chuyển động theo điều kiện đường đã cho và độ dốc của đường so với mặt phẳng nằm ngang. Mỗi loại đường khác nhau ta có hệ số cản khác nhau theo bảng (1. 3) lý thuyết ô tô quân sự ta có: Loại đường Hệ số cản f Đường nhựa Đường đất khô Đường đất ẩm ướt (độ ẩm 20%) Bãi cỏ Đường cát 0,03 ¸ 0,05 0,06 ¸ 0,07 0,12 ¸ 0,15 0,08 ¸ 0,10 0,15 ¸ 0,20 Lực cản đối với tổng cộng chuyển động của xe sẽ là: Rc = (fcosa + sina).G Trong khi đó lực kéo cần thiết Pđ bằng lực kéo theo động cơ sẽ là: Pđ = fđ . G Khi xe chuyển động đều Pđ = Rc. tức là: fđ . G = (fcosa + sina).G hay fđ = (fcosa + sina) = fc Sau khi xác định được hệ số fc theo các giá trị f và a đã cho . ta đặt giá trị đó lên trục tung sau đó kẻ qua điểm này một đường thẳng song song trục hoành. Giao điểm của đường thẳng vừa kẻ với nửa bên phải đường cong ta sẽ xác định được vận tốc Vmax mà xe có thể chạy được khi chuyển động đều trong những điều kiện cho trước fc = fđ. Nếu đường thẳng kẻ song song với trục hoành và đặc trưng bởi hệ số fc không cắt đường cong đặc tính kéo chẳng hạn chạy thấp hơn ta phải xác định vận tốc lớn nhất của số thấp hơn lúc này xe chuyển động trong trạng thái không sử dụng hết công suất. Xác định góc dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua. Từ đồ thị đặc tính kéo ta có giá trị fđ thì sẽ xác định vận tốc ở các số truyền khác nhau. Vì : D1 = ψ1 mà: ψ1= f1.cosα1+ sinα1 Do vậy nếu biết trước hệ số cản lăn f1, có thể xác định được góc dốc lớn nhât của đường mà ô tô có thể vượt qua được khi chuyển động với vận tốc v1: sinα1= vì nhỏ hơn rất nhiều so với 1, do vậy có thể sử dụng công thức gần đúng sau: sinα ≈ Nếu D= Dmax thì có thể xác định góc dốc lớn nhất αmax theo công thức sau: sinαmax ≈ với đường nhựa thì f = 0,05 vậy: sinαmax ≈ =0,39. góc dốc lớn nhất xe có thể vượt qua trên đường nhựa là : α = 23˚. Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số. Khoảng cách giữa các trục trong hộp số được xác định theo công thức kinh nghiệm sau: A=k [mm] Với: A- Khoảng cách giữa các trục[mm] Memax- Mô men xoắn lớn nhất của động cơ Memax=178 [Nm] K- Hệ số kinh nghiệm. Đối với ôtô du lịch chọn K= 14 ; ihI – Tỷ số truyền thấp của hộp số; do đó A = 14. = 122[mm] Xác định các thông số cơ bản của bánh răng. Môđun pháp tuyến của bánh răng. Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : mn= 3 [mm] Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: mn= 2 [mm] Xác định số răng của bánh răng trong hộp số. Số răng Z4 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp được chọn theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z4 = 15 Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp i4 = Trong đó: i4 - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp b- Góc nghiêng của tất cả các răng. Chọn b=200 i4 = Số răng Z5’ của bánh răng bị động cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định: Z4’=Z4 . i4 =15 . 1,67 » 61 Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong hộp số A==122 [mm] Tỷ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền i1= i2= i3= i4= i5= Ta xác định các số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả thiết các bánh răng đều có cùng mô đun và góc nghiêng của răng như đã chọn. Z1 = Z2 = Z3 = Z’4 = Z5 = Với Z1, Z2, Z3, Z4, Z5: Số răng của các bánh răng chủ động tương ứng với các số truyền 1, 2, 3, 4, 5 đặt trên trục trung gian của hộp số. Để đảm bảo triệt tiêu được lực dọc trục ta cần bố trí các bánh răng sao cho thoả mãn các điều kiện sau: tgb1= tgb2= tgb3= tgb4= tgb5= Ta tính chính xác lại số răng của các bánh răng trên trục trung gian Z1 = Z2 = Z3 = Z4 = Z5 = - Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng (Số răng của bánh răng bị động tương ứng với số truyền 1, 2, 3, 4, 5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số). Z’1=i1.Z1=0.92. 41 = 38 Z’2=i2. Z2=0,59. 49 = 29 Z’3=i3. Z3=0,37. 56= 21 Z4=i4. Z’4=0,24. 62 = 15 Z’5=i5. Z5=0,16. 66 = 11 Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i1, i2, i3, i4, i5 i1= i2= i3= i4= i5= - Xác định tỷ số truyền trong hộp số ihs1, ihs2 ihs3 ihs4 ihs5. ihs1= ihs2= ihs3= ihs4= ihs5= Xác định kích thước hình học của bánh răng. Chọn mô đun của cặp bánh răng thường tiếp: mn=3 * Cặp bánh răng thường tiếp: là bánh răng trụ răng nghiêng số răng Z4=15; Z’4= 62 Góc nghiêng của cặp bánh răng b4= 200 Hệ số dịch chỉnh x = 0. Hệ số chiều cao đỉnh răng: h* = 1 Hệ số chiều cao chân răng: hf = 1,25 Góc prôphin gốc: a=200 Góc prôphin răng: at=arctg()=arctg()=21,170 Góc ăn khớp : atw=arccos()=arccos()=21,170 + Với bánh răng chủ động : Đường kính vòng chia : d4= [mm] Đường kính đỉnh răng: da4=d1+2.m=54,3 [mm] Đường kính đáy răng: df4=d1-2,5.m=41,3 [mm] Chiều rộng vành răng : b4=yba. A=0,19. 64=12,16 [mm] Trong đó hệ số yba phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng, số truyền và tải trọng. Theo bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I/T97 ta chọn yba= 0,19 + Với bánh răng bị động Đường kính vòng chia : d’4= [mm] Đường kính đỉnh răng: da4=d’4+ 2m =198+ 2.3 =204 [mm] Đường kính đáy răng: df4=d’4 - 2,5m =198 – 3. 2,5= 190,5 [mm] Chiều rộng vành răng : b4= yba.A=0,19. = 23,18 [mm] * Cặp bánh răng số1: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là cặp bánh răng trụ răng thẳng có số răng là: Z1=41; Z’1=38 Hệ số dịch chỉnh: x=0 Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1 Hệ số chiều cao chân răng: hf*=1,25 + Với bánh chủ bị động : Đường kính vòng chia : d’1= [mm] Đường kính đỉnh răng: d’a1=d’1+2.m=82 [mm] Đường kính đáy răng: d’f1=d’1-2,5.m=73 [mm] Góc prôphin gốc : a=200 Góc prôphin răng: at=arctg()=arctg()=20,50 Góc ăn khớp : atw=arccos()=arccos()=20,50 Chiều rộng vành răng : b’1= yba.A=0,25.122 = 30,5 [mm] + Với bánh răng chủ động Đường kính vòng chia : d1= [mm] Đường kính đỉnh răng: da1=d1+2.m=88.2 [mm] Đường kính đáy răng: df1=d1-2,5.m= 79,2 [mm] Chiều rộng vành răng : b1=yba.A=0,25.122=30,5 [mm] * Cặp bánh răng số 2: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 2 là mn= 3 là bánh răng trụ răng nghiêng. Số răng Z2= 49; Z’2= 29 Góc nghiêng b2=15,70 Hệ số dịch chỉnh x=0 Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1 Hệ số chiều cao chân răng: hf*=1,25 Góc prôphin gốc : a=200 Góc prôphin răng: at=arctg()=arctg()=20,70 Góc ăn khớp : atw=arccos()=arccos()=20,70 + Với bánh răng chủ động : Đường kính vòng chia : d2= [mm] Đường kính đỉnh răng: da2 = d2+2.m = 158,7 [mm] Đường kính đáy răng: df2 = d2 - 2,5.m = 145,2 [mm] Chiều rộng vành răng : b2=yba.A=0,18.122= 21,96 [mm] + Với bánh răng bị động: Đường kính vòng chia : d’2= [mm] Đường kính đỉnh răng: d’a2=d’1+2.m=88,7 [mm] Đường kính đáy răng: d’f2=d’1-2,5.m=75,2 [mm] Chiều rộng vành răng : b’2=yba.A=0,18.122= 21,96 [mm] * Cặp bánh răng số 3: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh răng trụ răng nghiêng có Z3=56; Z’3=21 Góc nghiêng răng : b3=18,20 Hệ số dịch chỉnh: x=0 Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1 Hệ số chiều cao chân răng : hf=1,25 Góc prôphin gốc : a=200 Góc prôphin răng: at=arctg()=arctg()=20,960 Góc ăn khớp : atw=arccos()=arccos()=20,960 + Với bánh răng chủ động : Đường kính vòng chia : d3= [mm] Đường kính đỉnh răng: da3=d3+2.m=182.8 [mm] Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5.m=169,3 [mm] Chiều rộng vành răng : b3= yba. A=0,19. 122=23,18 [mm] + Với bánh răng bị động Đường kính vòng chia : d’3= [mm] Đường kính đỉnh răng: d’a3=d3+2.m=72,3 [mm] Đường kính đáy răng: d’f3=d3-2,5.m=58,8 [mm] Chiều rộng vành răng : b’3= yba. A=0,19. 122=23,18 [mm] * Cặp bánh răng số 5: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh răng trụ răng nghiêng có Z5=66; Z’5=11 Góc nghiêng răng : b5=21,20 Hệ số dịch chỉnh: x=0 Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1 Hệ số chiều cao chân răng : hf=1,25 Góc prôphin gốc : a=200 Góc prôphin răng: at=arctg()=arctg()=21,320 Góc ăn khớp : atw=arccos()=arccos()=21,320 + Với bánh răng chủ động: Đường kính vòng chia : d5= [mm] Đường kính đỉnh răng: da5=d5+2.m=222 [mm] Đường kính đáy răng: df5=d5-2,5.m=208,5 [mm] Chiều rộng vành răng : b5= yba. A=0,22. 122=26,84 [mm] + Với bánh răng bị động Đường kính vòng chia : d’5= [mm] Đường kính đỉnh răng: d’a5=d5+2.m=41,4 [mm] Đường kính đáy răng: d’f5=d5-2,5.m=27,9 [mm] Chiều rộng vành răng : b’5= yba. A=0,22. 122=26,84 [mm] Tính toán kiểm bền bánh răng. Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC=50¸59,[sb]=1000Mpa, [sc]=800Mpa, Nhiệt luyện thấm nitơ. Với cặp bánh răng số 5 là cặp bánh răng thường tiếp chọn độ cứng cao hơn HRC= 58. Các cặp bánh răng khác chọn HRC=50. Tính cặp bánh răng thường tiếp. Mô men tính toán xác định theo động cơ trên trục sơ cấp : Ta cóMt = Memax= 178 N.m * Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép . sF1= sF2=sF1. Trong đó: Mtt- Mô men tính toán trên trục chủ động Mtt=178 Nm m=3; bw=12 mm ; dw1- Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw1= 89,5 [mm] ea- Hệ số trùng khớp ea= Ye=1/ea là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye=0,614 Yb hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yb=1-b2/140=1- 0,349/140 YF1,YF2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1 ta được : YF1=3,7; YF2=3,6 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn . KF= KFb. KFa KFV KFb là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có : KFb=1,05; KFa là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : KFa=1,22 KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. [sF1], [sF2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động. Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có KFV=0,86 Þ KF=1,05.1,22.0,86=1,1 ÞsF1=137,6 [MPa] ÞsF2=137,6.3,6/3,7=133,9 [Mpa] [sF1]= Với s0lim là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK CTM ta có s0lim1= 440MPa =440.106N/mm2; s0lim2=400 N/mm2 SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có SF=1,75 KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. KFL= mF=9; NFO=4.106 NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy NFE=NFO=4.106 lúc này ta có KFL=1 KFc hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ; KFC=1 Þ[sF1]=440/1,75=251,43 N/mm2 Þ[sF2]=400/1,75=228,6 N/mm2 Ta thấy sF1<[sF1]; sF2<[sF2] nên cặp bánh răng thường tiếp đảm bảo bền . * Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc : sH=ZM.ZH.Ze ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có ZM=234 và theo bảng 6.12 ta có ZH=1,67 Ze= với eb là hệ số trùng khớp dọc eb=[1,88-3,29(1/Z4+1/Z’4)]=1,539 KH hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: KH=KHb.KHa.KHV KHb hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có KHb=1,06 KHa hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có KHa=1,05 KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng 6.13 và phụ lục P2.3TTTKCTM ta có KHV=0.91 Þ KH=1,06.1,05.0,91=1,0128 Þ sH=274.1,67.0,785771 [sH]=s0Hlim.KHL/SH Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có s0Hlim=1050 MPa =1050N/mm2 SH=1,2; KHL=1 Þ [sH] =1050.1/1,2=875 N/mm2. Do đó sH<[sH] thoả mãn điều kiện bền. Tính cho cặp bánh răng số 1. Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian Mđc=Memax.ia=178.0.92=163,76Nm Chọn mô men tính toán Mtt= 163,76 Nm *Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn: Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép . sF1= sF2=sF1. Trong đó: Mtt- Mô men tính toán trên trục chủ động Mtt=163,76 Nm m=3; bw=9 mm ; dw1- Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw1=134,3 mm eb hệ số trùng khớp dọc: eb=bW. ea- Hệ số trùng khớp ea= Ye=1/ea là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye=0,558 Yb hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yb=1-b2/140=1-0,349/140=0,997 YF1,YF2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1 ta được : YF1=3,62; YF2=3,7 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn . KF= KFb. KFa KFV KFb là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có : KFb=1,05; KFa là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : KFa=1,22 KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. [sF1], [sF2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động. Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có KFV=0,86 Þ KF=1,05.1,22.0,86=1,1 ÞsF1=391 [MPa] ÞsF2=391.3,62/3,7=382,5 [Mpa] [sF1]= Với s0lim là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK CTM ta có s0lim1= 920 MPa =920.106N/mm2; s0lim2=900 N/mm2 SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có SF=1,75 KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. KFL= mF=9; NFO=4.106 NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy NFE=NFO=4.106 lúc này ta có KFL=1 KFc hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ; KFC=1 Þ[sF1]=920/1,75=525,71 N/mm2 Þ[sF2]=900/1,75=514,29 N/mm2 Ta thấy sF1<[sF1]; sF2<[sF2] nên cặp bánh răng thường tiếp đảm bảo bền . * Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc : sH=ZM.ZH.Ze ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có ZM=234 và theo bảng 6.12 ta có ZH=1,67 Ze= với eb là hệ số trùng khớp dọc ea=[1,88-3,29(1/Z1+1/Z’1)]=1,45 KH hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: KH=KHb.KHa.KHV KHb hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có KHb=1,17 KHa hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có KHa=1,05 KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng 6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có KHV=0.91 Þ KH=1,17.1,05.0,91=1,12 Þ sH=274.1,67.0,774721 [sH]=s0Hlim.KHL/SH Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có s0Hlim=1050 MPa =1050N/mm2 SH=1,2; KHL=1 Þ [sH] =1050.1/1,2=875 N/mm2. Do đó sH<[sH] thoả mãn điều kiện bền Tính toán thiết kế trục. Các thông số ban đầu. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm cacbon có [s]=60Mpa Xác định kích thước sơ bộ của trục : Với trục sơ cấp : d1=10,6=10,6=60 [mm] Với trục trung gian và trục thứ cấp : d2=d3=0,45.A=0,45.122=55 [mm] Tý số giữa đường kính của trục d và khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục nằm trong giới hạn : Đối với trục sơ cấp và trục trung gian: = 0,16 ÷ 0,18 Þ l1 =( 333 ÷ 375 mm) Þ l2 = (305 ÷ 344 mm) Đối với trục thứ cấp = 0,18 ÷ 0,21 Þ l3 =( 262 ÷ 344 mm) * Khoảng cách giữa các ổ đỡ và bánh răng trên trục : Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục sơ cấp : lsc=169 mm Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục trung gian : ltg=240 mm Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục thứ cấp : ltc=320 mm Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục trung gian đến ổ phía sau trục trung gian: Số I: lItg=101 mm Số II: lIitg=153 mm Số III: lIIItg= 188 mm Số IV: lIvtg=321 mm Cặp bánh răng thường tiếp cách ổ đỡ cuối trục trung gian : lt=230 mm Cặp bánh răng thường tiếp cách ổ đỡ cuối cùng của trục sơ cấp lt=15 mm Tính toán trục hộp số. Trục trung gian: Mô men xoắn của trục khi ở số truyền I: - Mô men xoắn của trục : Mtg1=Memax.ia=178.3,78= 673 [Nm] - Các lực từ bánh răng số 1 tác động lên trục: * Lực vòng : Ft1=15,98.103 N * Lực hướng kính : Fr1=Ft.tgaw=5,97.103 N * Lực chiều trục Fa=0 - Các lực từ cặp bánh răng thường tiếp tác dụng lên trục: + Lực vòng: Ft2= N + Lực hướng kính : Fr2=Ftw.tgaw=5,97.103 N + Lực dọc trục : Fa=Ft.tgb=3,75.103 N * Tính phản lực tại các gối đỡ: Viết các phương trình cân bằng mô men tại các gối đỡ ta có: Phản lực theo phương Y: RBY=20,66. 103 N RAY=26,19.103 N Phản lực theo phương X: RAX=9,53.103 N RBX=7,52.103 N Mô men uốn và mô men xoắn tại tiết diện lắp bánh răng số 1 theo phương X,Y MuX=1,21.105 Nmm MuY=0,46.105 Nmm Mô men uốn tổng cộng: M1= Nmm Mô men uốn, xoắn tại tiết diện lắp bánh răng thường tiếp theo phương X,Y MuX=3,75.105 Nmm MuY=1,51.105 Nmm Xác định ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm: s= Hình 3.2. Biểu đồ mômen tác dụng lên trục trung gian. Kiểm nghiệm trục về sức bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: Sj= [s] Hệ số an toàn cho phép [s]=1,5…2,5 Ssj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Ssj= là giới hạn mỏi uốn s-1=0,35sb+(70¸120)=0,35.900+100=415MPa saj là biên độ ứng suất pháp. saj= là trị số trung bình của ứng suất pháp smj = Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó ta có smj=0 saj==Mj/Wj=38,32 N/mm2 Kiểm nghiệm trục về độ cứng. * Tính độ cứng uốn(Tính toán đối với số 1) Điều kiện đảm bảo độ cứng f£[f]; Trong đó [f]=0,1.m=0,1.3=0,3 mm =0,005 rad Độ võng của trục tính theo công thức sau: fA= Trong đó: F- tổng lực tác dụng lên gối đỡ: F==7,19.103 N a,b khoảng cách từ điểm tính độ võng đến hai gối đỡ a=249 mm; b=101 mm l khoảng cách hai gối đỡ l=347 mm J mô men quán tính J==3,14.554/64=3,49.105 mm4 E mô đun đàn hồi: E= 2,2.105 MPa Vậy trục đủ cứng vững * Tính độ cứng xoắn Trục đảm bảo độ cứng xoắn cần đảm bảo hai điều kiện sau: j=T.l/(G.J0)£[ j] [j]=30 trên 1 mm chiều dài G mô đun đàn hồi trượt G=8.104 N/mm2 J0 mô men quán tính độc cực: J0 =Õ.d4/32=8,98.105 N/mm4 T- mômen xoắn của trục : T=19,68.105 Nmm L –chiều dài đoạn trục đang tính l=347 mm Þj=0,002 độ Vậy trục thoả mãn điều kiện cứng xoắn. Chọn đồng tốc cho hộp số. Ta sử dụng đồng tốc quán tính hoàn toàn cho tất cả các số truyền. Sơ đồ cấu tạo của đồng tốc quán tính được thể hiện ở hình 3.3. Hình 3.3. Cấu tạo bộ đồng tốc. Khớp ; 2- May ơ ; 3- vòng hãm ; 4- bi ; 5- lò xo dẫn hướng ; 6-.lò xo Cơ cấu đồng tốc gồm bốn phần chính: - Phần tử ma sát: là các bề mặt côn ma sát dùng để tạo ma sát, hoà đều dòng năng lượng quán tính khi gài số. - Phần tử khoá: có tác dụng tạo ra lực cản, không cho phép vào số khi tốc độ quay của trục với bánh răng hoặc giữa trục với trục chưa hoàn toàn bằng nhau. - Phần tử định vị: Xác định vị trí tương đối của các bề mặt khoá. Khi thôi khoá thì cho phép vào số khi tốc độ quay giữa các trục hoặc bánh răng đã đồng đều. - Vành gài số và moay ơ của đồng tốc: Moay ơ của đồng tốc luôn được lắp then hoa với trục thứ cấp của hộp số. Các hư hỏng thường gặp. Trong quá trình xe hoạt động do điều kiện địa hình, lực cản của mặt đường luôn thay đổi nên tải trọng của xe cũng thay đổi theo dẫn đến các chi tiết của hộp số cũng phải chịu những tải trọng động, tải trọng chu kỳ, làm các chi tiết bị những biến đổi sau * Đối với trục hộp số: Mòn các vị trí lắp ráp ổ bi, then hoa bị mòn rộng, trờn ren đầu trục, cong trục, mòn các vị trí lắp các bánh răng quay trơn trên trục. * Bánh răng: Răng của các bánh răng bị mài mòn, bị bong tróc, rỗ bề mặt, bị mỏi do vật liệu chế tạo, do tải trọng thay đổi đột ngột hoặc quá tải. Phần đầu của các bánh răng trực tiếp ra vào số bị mòn, sứt mẻ, dẫn đến vào số có tiếng kêu, khó vào số, nhảy số, va đập, rung động, nóng hộp số. * Các chi tiết khác Mòn kẹt vòng bi, vành gài bánh răng gài số mòn, sứt mẻ, mòn các bạc chặn, vòng hãm dẫn đến hộp số rơ rão. * Nắp hộp số: Nứt, vỡ, cong, vênh bề mặt lắp ghép với thân hộp số. Trục trượt đi số mòn các vị trí khoá số, cơ cấu khoá hãm định vị số lò xo bị yếu, mòn bi do thay đổi số nhiều. Càng gài số bị cong vênh, mòn đầu cần đi số. * Vỏ hộp số: Nứt vỏ do tải trọng lớn, va đập, các lỗ ren bị trờn lỏng, hốc lắp các ổ bi đỡ mòn rộng do chịu tác động của tải trọng lớn. * Dầu bôi trơn: Thiếu do chảy dầu, dầu biến chất do nhiệt độ cao, lẫn nước. * Do người sử dụng: Bảo quản, bảo dưỡng không đúng với quy định. Không đủ nội dung, không bảo dưỡng thường xuyên. Trong vận hành các thao tác, ra vào số không nhẹ nhàng, không dứt khoát dẫn đến sứt mẻ các đầu răng ăn khớp. Sức cản mặt đường, tải trọng không phù hợp với mô men của động cơ sinh ra ép số, bánh răng bị quá tải dẫn đến sứt mẻ răng, vành gài. Giảm số không vù ga giữa hai lần cắt ly hợp, cắt động lực không hết. Xe qua ngầm sâu không xả nước trong dầu hộp số làm dầu bị biến chất. Khởi hành xe ở số cao. Thời tiết giao mùa. Xe chưa dừng hẳn đã vào số lùi. Cẩu thả trong bảo dưỡng và trong sửa chữa, siết các bu lông không chặt hoặc quá lực gây chờn ren, gẫy bu lông. Công tác kiểm tra dầu bôi trơn hộp số không thường xuyên dẫn đến tình trạng thiếu dầu hoặc dầu bị biến chất, lỗ thông áp của hộp số bị tắc dẫn đến áp suất trong hộp số cao hơn ngoài làm chảy dầu phá phớt đệm làm kín. Quá trình biến đổi của hộp số chủ yếu là do ăn mòn, mỏi các bề mặt làm việc của các chi tiết tiếp xúc. Do ma sát, do dầu bôi trơn không đủ hoặc là không có dầu bôi trơn các bề mặt làm việc liên tục như các bánh răng các ổ đỡ, trục của hộp số và các chi tiết. Quá trình mòn xuất hiện do sự tương hỗ giữa các bề mặt công tác. Do các bề mặt này không phẳng hay bị sứt mẻ và không nhẵn nên chúng chỉ tiếp xúc tại những chỗ nhô cao cùng với màng bám dầu bao phủ nó. Khi bề mặt này chuyển động tương đối với bề mặt kia các điểm tiếp xúc thay đổi vị trí. Trong quá trình làm việc của hộp số, răng của bánh răng có thể bị hỏng ở bề mặt răng, tróc rỗ, mòn, dính, hỏng gẫy ở chân răng trong đó nguy hiểm nhất là tróc rỗ bề mặt răng và gãy răng. Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của các ứng xuất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi chu kỳ gây nên. Ngoài ra răng có thể bị biến dạng dư, gãy giòn lớp bề mặt hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải. Phá huỷ mỏi sẩy ra khi tác dụng tải nhiều lần với một ứng suất thấp hơn nhiều lần so với trường hợp tác dụng tải một lần. Vết nứt trong trường hợp phá huỷ mỏi phát sinh trên các lớp bề mặt nơi có tác động của ứng suất kéo lớn nhất. Trong quá trình làm việc của hộp số do những va đập giữa các bề mặt làm việc thường xuyên và sự quá tải của xe trong quá trình sử dụng và khai thác tạo ra những ứng suất nguy hiểm. Đối với trục chính có sự cong vênh và uốn cong của trục tại các ngõng lắp ổ bi và sự mài mòn ngõng trục ổ bi kim phía trước, ở các chỗ lắp bánh răng và chốt trục. Đối với bánh răng sự hỏng hóc và độ ráp của bề mặt tiếp xúc vòng đồng tốc và sự mòn của răng đồng tốc. Sự gãy và độ mòn của các bánh răng có sự mài mòn ở các chân răng, đỉnh răng đồng thời có sự mài mòn của hai mặt đầu và lỗ của bánh răng. Mòn và hỏng hóc bề mặt tiếp xúc cuả bánh răng với vành đồng tốc. Còn với đồng tốc có sự hỏng hóc các bề mặt răng của vành đồng tốc và độ quá mòn và những mài mòn không bình thường của bề mặt tiếp xúc bánh răng, vành đồng tốc và moay ơ có sự trượt nhẹ nhàng trong đồng tốc hay không, sự hỏng hóc hai mặt đầu của moay ơ và sự mòn của các rãnh ở vành đồng tốc. Đối với các ổ bi có sự hỏng hóc mài mòn ở các bề mặt lăn của mỗi ổ bi kim tạo ra độ rơ và trạng thái quay các ổ bi và các bánh răng lắp trên trục và xem sự mài mòn của các viên bi lăn trong ổ bi. Đồng thời xoay từng viên bi kiểm tra trạng thái trơn trụ từng viên bi. Trong quá trình khai thác, hộp số luôn phải khô ráo sạch sẽ và thoát nhiệt tốt, ra vào số phải nhẹ nhàng, các vị trí bắt có liên quan phải chắc chắn, tay điều khiển số phải chắc chắn không rơ dão. Kịp thời chẩn đoán những hư hỏng và tiếng kêu trong hộp số để có những biện pháp khắc phục kịp thời để có công tác khai thác sử dụng xe triệt để và đầy đủ, đáp ứng kịp thời chính xác. CHƯƠNG 4 QUI TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO TRỤC THỨ CẤP Vì qui trình sản xuất là hàng loạt lớn muốn chuyên môn hoá, để đạt năng suất cao trong điều kiện sản xuất tại Việt Nam thì đường lối công nghệ thích hợp nhất là phân tán nguyên công. Ở đây ta dùng máy vạn năng kết hợp đồ gá chuyên dùng dễ chế tạo. Chuẩn định vị khi gia công chi tiết trục. Đối với chi tiết dạng trục, yêu cầu về độ đồng tâm giữa cổ trục là rất quan trọng. Để đảm bảo yêu cầu này, khi gia công trục phải dùng chuẩn tinh thông nhất. Chuẩn tinh thống nhất khi gia công chi tiết trục là hai lỗ tâm côn ở hai đầu trục. Dùng 2 lỗ tâm côn làm chuẩn có thể hoàn thành việc gia công thô và tinh hầu hết các bề mặt trục. Do trục đặc nên ta dùng mũi tâm thường có mũi tâm trước là mũi tâm tuỳ động. Trình tự gia công. 1- Khoả đầu và khoan tâm. 2- Tiện thô các bề mặt trụ, tiện rãnh thoát dao, vát mép. 3- Tiện tinh các bề mặt trụ và tiện ren M23x1,5 mm.. 4- Phay 2 rãnh then bán nguyệt với D = 10,5 mm. 5- Nhiệt luyện . 6- Nắn thẳng . 7- Sửa lỗ tâm . 8- Mài Nguyên công 1: - sơ đồ nguyên công 1 : - Chọn chuẩn thô : bề mặt trụ của chi tiết . - Gá : 2 khối V ngắn và 1 chốt tỳ . - Chọn máy : Tra bảng 25 tài liệu CNCTM tập 3 [7] ta chọn máy phay và khoan tâm bán tự động kí hiệu : MD-76M . Máy có các thông số chính sau : - Đường kính chi tiết gia công: 25-100 (mm) . - chiều dài chi tiết gia công: 500-1000 (mm) . - Giới hạn số vòng quay của dao: 1255 (m/ph) - Công suất của động cơ phay khoan: 5,5 (KW) . e- Chọn dụng cụ: - Dao phay: theo bảng 4-92 trang 373 tài liệu [6] ta chọn dao phay mặt đầu bằng thép gió. Có các thông số chính sau: D= 63(mm); d = 27(mm); L =40(mm); Z= 14(r) . - Dụng cụ khoan lỗ tâm: tra bảng trong tài liệu CNCTM tập 3 ta chọn mũi khoan kiểu II, có các thông số chính sau: D = 6(mm); d=2(mm); L=60(mm); l=3(mm) . g- Các bước nguyên công : - phay mặt đầu của chi tiết . - khoan hai lỗ tâm hai đầu của chi tiết. Nguyên công 2: a- Sơ đồ nguyên công : b- Chọn chuẩn : 2 bề mặt côn và hai lỗ tâm . c- Gá : dùng tốc kẹp khống chế 5 bậc tự do . d- chọn máy: theo tài liệu ta chọn máy T616, máy có các thông số chính sau : - Đường kính gia công lớn nhất của chi tiết được gia công trên máy là 320mm - Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm là 750mm . - Số cấp tốc độ trục chính là 12 . - Giới hạn vòng quay của trục chính là 48-1980 (v/ph) . - Công suất động cơ là 4,5 (KW) . - Kích thước của máy là : 2355x852x1225 (mm) . e- chọn dao : theo bảng 4-6 trang 297 tài liệu [3] chọn dao tiện ngoài là thân cong, có góc nghiêng là 900 (trái) gắn hợp kim cứng có kích thước cơ bản là: hxbxL = 16 x 10 x 100 ; n = 4 ; l = 12 ; r = 0,5 . g- Các bước nguyên công : - Tiện thô bề mặt trụ D = 44,5 mm . - Tiện thô bề mặt trụ D = 23,9 mm . - Tiện rãnh thoát dao với chiều dài l = 3 mm . - Vát mép các bề mặt với l = 1,5 x 450 Nguyên công 3 a- sơ đồ nguyên công : b- chọn chuẩn : giống nguyên công hai . c- gá: giống nguyên công hai . d- chọn máy: theo tài liệu chọn máy có kí hiệu sau 1K62, máy có các thông số chính sau : - Đường kính lớn nhất của chi tiết gia công trên máy là 400mm - Khoảng cách hai đầu tâm : 700 – 1000 mm . - Hiệu suất : 0,75 . - Số cấp tốc độ trục chính : 23 . - Phạm vi tốc độ trục chính : 12,5 – 2000 (v/ph) . - Động cơ của truyền động chính đạt công suất :10 (KW) . - Kích thước máy : 2522 x 1166 x 1324 (mm) . e- chọn dao : * Chọn dao tiện tinh: Theo bảng 4-6 trang 297 tài liệu [3] chọn dao tiện ngoài thân cong có góc nghiêng chính là 900 (trái) gắn hợp kim cứng, và có kích thước cơ bản sau: h x b x L = 20 x 12 x120 (mm) ; n= 5 , l= 16 , R = 1,0 (mm) . * Chọn dao tiện ren : Theo bảng 4-12 trang 301 tài liệu [3] ta chọn dao tiện ren có gắng hợp kim cứng, có kích thước cơ bản sau: h x b x L = 20 x 12 x120 (mm) ; n= 3 , l= 6 , bước ren : 0,8 – 3 (mm) . g- Các bước trong nguyên công : - Tiện tinh các bề mặt trụ . - Tiện ren M23x1,5 Nguyên công 4 a- sơ đồ nguyên công : b- chọn chuẩn : bề mặt trụ của chi tiết và 2 mặt đầu trục . c- gá : 2 khối V ngắn và chốt tỳ ở đầu trục chi tiết . d- chọn máy : Theo bảng 9-38 trang 75 tài liệu [8] ta chọn máy phay đứng vạn năng có kí hiệu là 6H82, máy có các thông số chính như sau : - số cấp tốc độ trục chính là 18 . - Phạm vi tốc độ trục chính là 30-150 (v/ph) . - công suất động cơ chính là 7 (KW) . - công suất đông cơ chạy dao là 1,7 (KW) . - kích thước làm việc bàn máy là 320 x 1250 (mm) . - hiệu suất là 0,75 (mm) . e- chọn dao: Theo bảng 4-90 trang 372 tài liệu[3] ta chọn dao phay định hình bán nguyệt loại lõm có các thông số cơ bản sau : D = 10,5 (mm) ; B = 6 (mm) ; d = 22 (mm) ; Z = 22 (răng) . g- Thứ tự nguyên công : - phay rãnh then bán nguyệt D = 10,5 trên trục có đk = 43,5 mm . - phay rãnh then bán nguyệt D = 10,5 trên trục có đk = 43,5 mm .. Nguyên công 5 Tôi cao tần đạt 45-50 HRC. Nguyên công 6 Dùng máy nắn chuyên dùng. Nguyên công 7 Mài lỗ tâm . Sau khi nhiệt luyện ta tiến hành sửa lỗ tâm như sau: hai đầu chống tâm, mũi tâm bằng gang cho bột nghiền vào hai lỗ tâm, sau đó cho quay. Nguyên công 8 Mài bán tinh, mài tinh a- sơ đồ nguyên công : b- chọn chuẩn : giống nguyên công 2 . c- gá : giống nguyên công 2 . d- chọn máy : theo bảng 9-49 trang 92 tài liệu [8] , ta chọn máy mài tròn ngoài của Nga có kí hiệu 3b153 , máy có các thông số sau : - Đường kính lớn nhất của chi tiết gia công là : 140 (mm) . - chiều dài lớn nhất gia công được : 450 (mm) . - Tốc độ mài là : 1620 (v/ph) . - công suất động cơ trục chính : 5,5 (KW) . e- chọn đá : Theo bảng 4-169 và 4-170 tài liệu [8], ta chọn đá mài kiểu profin thẳng có chất kết dính Keramít, đá có các thông số sau : - D = 80 mm ; H = 80 mm ; d = 40 mm . - Vật liệu mài là 2A ; Độ hạt là 20 . g- Thứ tự các nguyên công : - Mài mặt trụ . Tra lượng dư gia công. Nguyên công Bước Nội dung các bước Lượng dư I 1 2 - phay mặt đầu . - khoan tâm . 4 mm II 1 2 3 4 - tiện thô trục có đk 23,9 mm dài 106 - tiện thô trục có đk 44,5mm dài 189 - tiện rãnh thoát dao . - vát mép . 1,8 4 4 III 1 2 3 - tiện tinh trục có đk 23mm dài 106 . - tiện tinh trục có đk 43,5mm dài 189 . - tiện ren M23x1,5. 0,9 0,9 0,9 IV 1 2 - phay rãnh then trên trục D= 10,5 . - phay rãnh then trên trục D = 10,5 . V 1 - kiểm tra chi tiết . VI 1 - nhiệt luyện . VII 1 - Nắn thẳng . VIII 1 - sửa lỗ tâm . IX 1 - Mài thô tinh các bề mặt của trục 0,06 Tra chế độ cắt cho các nguyên công. Quá trình tra chế độ cắt được tiến hành như sau: - Tiến hành chọn chế độ cắt phù hợp với yêu cầu về độ nhám bề mặt, yêu cầu về nâng cao năng suất . - Tra lượng chạy dao . - Tra tốc độ cắt: khi tra được tốc độ cắt đã tính đến các hệ số hiệu chỉnh, ta tính ra số vòng quay tính toán, sau đó chọn số vòng quay theo máy . - Từ các thông số trên ta tra công suất cắt cần thiết cho chế độ cắt đã cho, sau đó so sánh với công suất cắt của máy nếu thấy nhỏ hơn thì thoả mãn, nếu không thoã thì phải chọn lại . Tính thời gian máy . NC Chế độ cắt của nc Bước nguyên công tmm Smm n[v/p] Nc[kw] T0[ph] I - phay mặt đầu . - khoan tâm . 2 0,1 0,2 318 318 4,6 2,2 0,3 0,06 II - tiện thô trục có đk 23,9mm dài 106 . - tiện thô trục có đk 44,5mm dài 189 . - tiện rãnh thoát dao . - vát mép 0,9 2 3 0,4 0,4 0,1 1980 1980 503 503 3,4 3,4 1,4 1,4 0,16 0,06 0,05 0,04 III - tiện tinh trục có đk 23mm dài 106 . - tiện timh trục có đk 43,5mm dài 189 . - tiện ren M23x1,5 . 0,45 1 0,2 0,2 1,5 2000 2000 12,5 3,4 3,4 < 1 0,18 0,08 1,85 IV - phay 2 rãnh then bán nguyệt trên trục có đk là 10,5 mm. 15 0,05 530 <1 1,2 X - Mài tinh các bề mặt trụ của trục . 1,56 460 2,0 0,05 KẾT LUẬN Hộp số 3 trục truyền động cơ khí với 5 số tiến một số lùi, được thiết kế dựa trên những ưu điểm của một số loại ̣hộp số đang được sử dụng hiện nay. Về kết cấu, vật liệu chế tạo cũng như quy trình đi số cơ bản giống như các loại hộp số đang được sử dụng trên thị trường. Hộp số được trang bị bộ đồng tốc loại quán tính để đảm bảo gài số êm dịu, không gây va đập gây vỡ bánh răng khi gài số. Bánh răng hộp số sử dụng là bánh răng nghiêng với ưu điểm êm dịu khi ăn khớp. Sử dụng cụm bánh răng lồng không trên trục giảm được mức độ phức tạp trong quá trình tháo lắp nhưng vẫn đảm bảo được độ đồng tâm và sự ăn khớp giữa các bánh răng. Hộp số cơ khí ngày nay tuy đã được cải tiến rất nhiều nhưng vẫn còn nhiều nhược điểm do kết cấu công nghệ, không thể đáp ứng được đầy đủ yêu cầu mong muốn của người sử dụng. Các nhược điểm như: kích thước lớn, tỷ số truyền bị giới hạn, tốn thời gian cài số…Hộp số thiết kế đã cố gắng khắc phục phần nào những nhược điểm trên, nhưng cũng chỉ ở một mức độ nhất định. Với mục đích của đồ án giúp hiểu sâu về hộp số cơ khí, khả năng gia công các chi tiết lựa chọn bố trí trong hộp số… Từ đó có thể giúp cho quá trình bảo dưỡng, sửa chữa một cách tốt nhất. Đồ án về cơ bản đã hoàn thành được nhiệm vụ yêu cầu của quá trình thiết kế như : Nghiên cứu cấu tạo và nguyên lý hoạt động của các loại hộp số. Nghiên cứu thiết kế hộp số ở điều kiện đường xá và môi trường làm việc của Việt Nam. Lập qui trình công nghệ chế tạo các chi tiết trong hộp số. Nhưng do kiến thức và kinh nghiệm còn hạn chế không thể tránh khỏi những sai sót chính vì vậy em rất mong được các thầy và các bạn nhiệt tình góp ý. Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ nhiệt tình của thầy giáo hướng dẫn Đại tá, Tiến sĩ Nguyễn Văn Trà, các thầy trong bộ môn và các bạn trong tập thể lớp Xe - 04 đã giúp em hoàn thành đồ án này đúng thời gian qui định. Sinh viên Bùi Nam Giang TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Nguyễn Hữu Cẩn , Dư Quốc Thịnh Thiết kế tính toán ôtô máy kéo NXB khoa học và kỹ thuật - 2005 [2]. Phạm Đình Vi, Vũ Đức Lập. Cấu tạo ôtô quân sự tập 1, 2 Học Viện Kỹ Thuật Quân Sự -1995 [3]. Phạm Vỵ - Dương Ngọc Khánh Bài giảng cấu tạo ôtô Đại Học Bách Khoa Hà Nội - 2004 [4]. Nguyễn Khắc Trai. Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật – 2001. [5]. Nguyễn Đình Tuấn Hướng dẫn đồ án môn học “ Kết cấu và tính toán xe tăng ’’ (Tập II phần hộp số cơ khí đơn giản) Trường Học viện kỹ thuật quân sự – 2006. [6]. Khoa động lực – Học Viện KTQS. Lý thuyết ôtô quân sự Nhà xuất bản quân đội nhân dân -2002. MỤC LỤC