MỤC LỤC
MỤC LỤC………………………………………………….......................................................……….........……1
DANH MỤC HÌNH..:......................................................................................................................................3
DANH MỤC BẢNG.:.....................................................................................................................................5
LỜI NÓI ĐẦU..:.............................................................................................................................................6
Chương 1: PHÂN TÍCH KẾT CẤU VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CƠ KHÍ..............7
1.1 Phân tích kết cấu các loại hộp số cơ khí.:...............................................................................................7
1.2 Lựa chọn phương án thiết kế.:...............................................................................................................12
1.3 Thông số cơ bản của xe tham khảo.:.....................................................................................................15
Chương 2: THIẾT KẾ MỘT SỐ CỤM CHI TIẾT CƠ BẢN CỦA HỘP SỐ..:...............................................17
2.1 Tính toán và thiết kế kích thước của hộp số.:........................................................................................17
2.1.1. Tính tỷ số truyền hộp số.:...................................................................................................................17
2.1.2. Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số.:...................................................................................21
2.2 Kiểm tra độ bền hộp số.:........................................................................................................................29
2.2.1 Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.:..................................................................................................29
2.2.2. Tính bền bánh răng.:..........................................................................................................................32
2.2.3. Tính toán trục hộp số.:.......................................................................................................................37
2.3. Chọn và tính toán ổ lăn:........................................................................................................................47
2.3.1. Ổ lăn trên trục sơ cấp.:......................................................................................................................47
2.3.2. Ổ lăn trên trục trung gian.:.................................................................................................................48
2.3.3. Ổ lăn trên trục thứ cấp.:.....................................................................................................................50
2.4. Đồng tốc và kiểm tra đồng tốc.:............................................................................................................51
2.4.1. Các loại đồng tốc.:.............................................................................................................................51
2.4.2. Kiểm tra đồng tốc quán tính có khóa hãm.:.......................................................................................52
Chương 3: MÔ PHỎNG KẾT CẤU VÀ NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA HỘP SỐ TRÊN INVENTOR........53
3.1 Thiết kế một số chi tiết của hộp số trên Inventor...................................................................................54
3.1.1 Thiết kế bánh răng:............................................................................................................................54
3.1.2 Thiết kế trục hộp số::..........................................................................................................................58
3.1.3 Thiết kế đồng tốc, càng gài số::.........................................................................................................59
3.1.4 Lắp ghép các chi tiết thành hộp số hoàn chỉnh::................................................................................62
3.2 Mô phỏng quá trình làm việc của hộp số trên Inventor.:.......................................................................64
3.2.1 Mô phỏng hộp số khi chưa gài số.:...................................................................................................64
3.2.2 Mô phỏng hộp số ở tay số 1:.............................................................................................................65
3.2.3 Mô phỏng hộp số ở tay số lùi:...........................................................................................................66
3.2.5 Mô phỏng hộp số ở tay số 3.:............................................................................................................67
3.2.6 Mô phỏng hộp số ở tay số 4.:............................................................................................................68
3.2.7 Mô phỏng hộp số ở tay số 5.:............................................................................................................68
KẾT LUẬN..:..............................................................................................................................................69
TÀI LIỆU THAM KHẢO..:..........................................................................................................................70
LỜI NÓI ĐẦU
Trong nghành sản xuất và chế tạo ô tô trên thế giới, thì xe con chiếm một tỉ lệ khá lớn. Bên cạnh đó, xe khách tuy tính cơ động không cao, nhưng nó có thể giải quyết vấn đề đi lại với số lượng người đông nhưng vẫn đảm bảo tính cơ động, nhanh và hiệu quả thì xe chuyên dùng để chở người trên 30 chỗ cũng là phương tiện đi lại thuận tiện nhất trong Quân đội ta hiện nay.
Trong Quân đội hiện nay, việc sử dụng xe các loại xe chuyên dùng cũng vô cùng thường xuyên. Do đáp ứng được các yêu cầu đảm bảo đi gọn, đánh nhanh nên xe chuyên dùng để chở người trên 30 chỗ là không thể thiếu. Để không ngừng khai thác và sử dụng có hiệu quả, chúng ta cần nghiên cứu cải tiến sao cho phù hợp hơn với tình hình thực tiễn và nhiệm vụ của Quân đội trong thời kỳ mới. Với đồ án tốt nghiệp có đề tài: “Thiết kế hộp số cơ khí cho xe dẫn động cầu sau” là dịp để em kiểm nghiệm lại kiến thức đã được học, nâng cao sự hiểu biết và áp dụng vào quá trình công tác ngành xe - máy sau này.
Để hoàn thành được bản Đồ án này ngoài sự nỗ lực của bản thân không thể không kể đến sự chỉ bảo tận tình của các thầy giáo trong bộ môn và nhà trường. Đặc biệt là sự hướng dẫn của thầy giáo : Thạc sĩ…………………. Đã hướng dẫn em hoàn thành đề tài đồ án Tốt nghiệp này.
Tuy nhiên do thời gian và kinh nghiệm thiết kế còn hạn chế, nên Đồ án tốt nghiệp này không thể tránh khỏi những thiếu sót và hạn chế. Vì vậy em rất mong được sự đóng góp ý kiến của thầy cô để Đồ án tốt nghiệp này được hoàn thiện hơn.
Xin chân thành cảm ơn !
TP, Hồ Chí Minh, ngày … tháng … năm 20…
Học viên thực hiện
………………..
Chương 1
PHÂN TÍCH KẾT CẤU VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CƠ KHÍ
1.1. Phân tích kết cấu các loại hộp số cơ khí.
Hộp số cơ khí 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 dùng 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.
a) Hộp số hai trục:
1, 2, 3, 4: Các tay số 1, 2, 3, 4 của hộp số;
L: Tay số lùi; I, II: Trục sơ cấp và trục thứ cấp.
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.
b) Hộp số ba trục:
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.
+ Để nâng cao tính động lực và tính kinh tế nhiên liệu, cũng như tăng tuổi thọ cho động cơ. Ngày nay hộp số xe khách thường có số truyền tăng để chạy trên đường tốt hoặc chạy không tải.
1, 2, 3, 4, 5, 6: Các tay số 1, 2, 3, 4, 5, 6 của hộp số;
L: Tay số lùi; I, II, III: Trục sơ cấp, Trục trung gian và Trục thứ cấp.
Hộp số 6 cấp:
- Tiết kiệm nhiên liệu: Hộp số 6 cấp thường cung cấp một cấp số thêm, giúp động cơ hoạt động ở mức vòng tua thấp hơn khi di chuyển ở tốc độ cao. Điều này có thể giúp tiết kiệm nhiên liệu trong điều kiện lái xe thông thường.
- Hiệu suất tốt hơn: Hộp số 6 cấp có thể cung cấp sự linh hoạt trong việc chọn số để đảm bảo động cơ luôn hoạt động ở mức hiệu suất tốt nhất, cả trong điều kiện đường phẳng và leo dốc.
- Chất lượng trải nghiệm lái xe: Hộp số 6 cấp thường mang lại sự mềm mại và êm ái hơn trong quá trình chuyển số và giúp giảm mệt mỏi cho người lái trong các chặng đường dài.
1.2 Lựa chọn phương án thiết kế.
* Khi thiết kế hộp số phải phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số ôtô và chọn phương án hợp lý. Việc phân tích này phải dựa trên các yêu cầu đảm bảo hộp số làm việc tốt chức năng:
- Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động.
- Cho phép ôtô chạy lùi.
- Tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc.
* Hộp số thiết kế phải đáp ứng được các yêu cầu:
- Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết.
- Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao
- Hiệu suất truyền lực cao
- Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao
- Đối với ôtô vận tải và xe khách thường dùng loại hộp số 5 và 6 số. Vậy ta lựa chọn phương án thiết kế hộp số cơ khí 3 trục, 5 cấp, 5 số tiến, 1 số lùi cho xe khách dẫn động cầu sau.
* Với hộp số 5 cấp sơ đồ động có thể có các phương án sau:
a) Phương án 1 (Hình 1.6).
Hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, số truyền cuối là số truyền thẳng, có các cặp bánh răng ở các số 2, 3, 4 luôn luôn ăn khớp với nhau. Hộp số có hai bộ đồng tốc để gài số 2 và số 3, số 4 và số 5. Các bánh răng trên trục trung gian lắp chặt và luôn quay. Việc gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng số 1 về phía sau. Kết cấu hộp số đơn giản, gọn nhẹ hơn các phương án khác, dẫn động cũng đơn giản hơn.
b) Phương án 2 (Hình 1.7).
Về cấu tạo cơ bản cũng giống phương án 1. Nhưng gài số lùi bằng cách di trượt các bánh răng trên trục số lùi về phía trước cho ăn khớp với bánh răng chủ động và bị động của số 1 (ở vị trí chưa ăn khớp). Do đó kết cấu hộp số tuy không phức tạp, nhưng chiều dài hộp số sẽ tăng, đặc biệt dẫn động gài số sẽ khó khăn vì phải tăng ống trượt và càng sang số
Kết luận: Qua phân tích các phương án dẫn động trên ta thấy phương án 1 vẫn tối ưu nhất: kết cấu đơn giản, cơ cấu dẫn động không quá phức tạp so với các phương án khác, vẫn đảm bảo được các yêu cầu của hộp số. Vậy ta chọn sơ đồ động ở phương án 1 cho hộp số thiết kế.
1.3 Thông số cơ bản của xe tham khảo.
Bảng thông số cơ bản xe PAZ-672 như bàng 1.1.
Chương 2
THIẾT KẾ MỘT SỐ CỤM CHI TIẾT CƠ BẢN CỦA HỘP SỐ
2.1. Tính toán và thiết kế kích thước của hộp số.
2.1.1. Tính tỷ số truyền hộp số
Ga : là trọng lượng toàn bộ của ôtô (N). Đề đã cho: Ga = 7825 (KG) = 76763 (N).
rbx : là bán kính làm việc của bánh xe chủ động (m). Đề đã cho: bx = 510 (mm) = 0,51 (m).
Memax : là momen quay cực đại của động cơ (N.m). Đề đã cho: Memax = 290 (N.m).
i0 : là tỉ số truyền của truyền lực chính.
Giá trị tỉ số truyền của truyền lực chính i0 cùng với tỉ số truyền cao nhất của hộp số ihn được xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của ôtô Vamax (m/s) ứng với tốc độ góc lớn nhất của động cơ emax (rad/s)
Suy ra: N = 334.93 (rad/s).
Nên emax = N = 334.93 (rad/s)
Vamax : là tốc độ chuyển động lớn nhất của ôtô (m/s).
Đề đã cho: Vamax = 22.2 (m/s).
Suy ra: i0 = 7.7
Và: ih1 = 5,86
Suy ra: ih1 = 11,58
Vậy tỉ số truyền ih1 thỏa mãn điều kiện bám.
* Kiểm tra tỉ số truyền ih1 theo điều kiện chuyển động ổn định của ôtô ở tốc độ nhỏ nhất
Theo tài liệu [1] ta chọn emin = 600 (v/ph).
Suy ra: emin = 62,83 (rad/s)
Theo tài liệu [1] ta chọn amin = 5 (km/h) 1,39 (m/s).
Suy ra: ih1 = 3,05
Vậy tỉ số truyền ih1 cũng thỏa mãn điều kiện chuyển động ổn định của ôtô ở tốc độ nhỏ nhất.
* Tính các tỉ số truyền trung gian của hộp số :
- Đối với ôtô khách liên tỉnh thường làm việc ở các số truyền cao, nên các số truyền trung gian được xác định theo cấp số điều hòa nhằm tận dụng tốt nhất công suất của động cơ khi sang số, được xác định như sau:
n* = 5 : là số cấp hộp số đã làm tròn nguyên.
ihn = ih5 = 1 : là tỉ số truyền cao nhất của hộp số ( số truyền thẳng).
ih1 = 7 : là tỉ số truyền thấp nhất của hộp số. (Chọn theo tài liệu [2])
Suy ra: a = 0,2
Vậy tỉ số truyền trung gian của hộp số :
ih2 = 3,7
ih3 = 2,36
ih4 = 1,53
ih5 = 1,00
Xác định tỉ số truyền của số lùi:
Tỉ số truyền của số lùi được chọn lớn hơn tỉ số truyền của số truyền một:
iL = (1,2 á1,3).i1 = 7,03 á 7,61
Ta chọn iL = 7,50.
Kết luận: Như vậy, ta được kết quả tỉ số truyền của các tay số như Bảng 2.
Kết quả tỉ số truyền các tay số như bàng 2.1.
2.1.2. Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số.
a) Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A
Memax: Mô men cực đại của động cơ Memax = 218 (N.m).
a: Hệ số kinh nghiệm, với xe khách ta chọn a = 17 (Theo tài liệu [2])
Thay số ta tính được: A = 103,05 (mm).
b) Chọn mô đun của bánh răng: m
Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng thẳng.
Cặp bánh răng số 2, 3, 4 và cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn là bánh răng trụ răng nghiêng.
Chọn các giá trị mô đun tiêu chuẩn: m = 4,0 ; mn = 3,5
c) Xác định số răng của các bánh răng.
Ta chọn góc nghiêng của răng b = 300
Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za ³ 13. Ta chọn Za=15 (răng).
Thay số lần lượt ta có: ig1 = 2,4417; ig2 = 1,5417; ig3 = 0,9833; ig4=0,6375; igl=3,1250.
Số răng của các cặp bánh răng dẫn động gài số khi khoảng cách trục A không đổi được tính như sau:
Chọn Zg1 = 15
Chọn Zg1’= 37
Chọn Zg2 = 20
Chọn Zg2’= 31
Chọn Zg3 = 26
Chọn Zg3’=25
Chọn Zg4 = 31
Chọn Zg4’= 20
Với số lùi ta chọn : Zl = Zg2 = 20; Zgl’= Zg1’= 37. Vậy các bánh trên trục phụ của số lùi ta chọn là: Zl’ = 27 ; Zgl = 16
Kết luận: Như vậy, ta được kết quả tỉ số truyền trung gian của các tay số như Bảng 2.2.
Kết quả tỉ số truyền các tay số sau khi tính số răng như bảng 2.2.
d) Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.
Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làm thay đổi các khoảng cách trục A. Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất cả các bánh răng ăn khớp. Công thức tính như sau: (Theo tài liệu [3])
Lần lượt thay số ta có:
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: Aa = 103,05 (mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1: A1 = 104,00 (mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2: A2 = 103,05 (mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 3: A3 = 103,05 (mm)
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 4: A4 = 103,05 (mm)
Kết luận:
Qua kết quả trên ta chọn: A = Aa = A2 = A3 = A4 = Ac = 103,05 (mm).
Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số 1. Do đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc của các cặp bánh răng gài số 1:
- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục l0:
Thay số được: l0 = - 0,0091
Với l0 = - 0,0091 (Tài liệu [4]) ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối x0=- 0,00878 và góc ăn khớp a0 = 180 30’.
+ Hệ số dich chỉnh tổng cộng xt:
xt = 0,5. x0. ( Z’g1 + Zg1) = - 0,2283
+ Phân chia hệ số dịch chỉnh xt cho bánh răng Z’g1 và Zg1:
xt = x1 + x1’
Vì Zg1 = 15 <17 nên hệ số dịch chỉnh x1 của bánh răng Zg1 và hệ số dịch chỉnh x1’ của bánh răng Zg1’ xác định theo biểu thức sau để đảm bảo điều kiện không cắt chân răng:
Thay số được: x1 = 0,1176
- Sau khi tính chọn được x1, x1’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta cần kiểm tra các hệ số này theo các điều kiện sau:
+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:
x1 Ê xt’’ <=> 0,1176 Ê 0,98
x1 Ê xt’’ <=> 0,1107 Ê 1,86
+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn x1 và x1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không không được quá nhỏ:
Se1, 2 ³ (0,2 á 0,3).m
+ Để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp thì đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn phải thoả mãn điều kiện:
Dd1’ Ê Dd1max
Thay các giá trị ta được: Dd1max = 156,85 (mm)
Ta thấy đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn thoả mãn điều kiện để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp:
Dd1’ = 155,04 (mm) Ê Dd1max = 156,85 (mm)
Thông số dịch chỉnh của cặp bánh răng gài số 1 như bảng 2.2.
e) Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng
- Xác định Dd và Dc theo các công thức sau:
Dd1 = d1 + 2m + 2x1m - 2Dh0
D’d1 = d1’ + 2m + 2x1’m - 2Dh0
Dc1 = d1 - 2,5m + 2x1m
D’c1 = d1’ - 2,5m + 2x1’m
Theo Tài liệu [4], ta tính được thông số của các cặp bánh răng như sau:
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp (Phụ lục 1).
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc (Phụ lục 2).
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 (Phụ lục 3).
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3 (Phụ lục 4).
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4 (Phụ lục 5).
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng thẳng trên trục phụ số lùi (Phụ lục 6).
+ Thông số của cặp bánh răng trụ răng thẳng số lùi trên trục trung gian (Phụ lục 7).
2.2. Kiểm tra độ bền hộp số.
2.2.1. Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.
a) Mô men truyền đến các trục hộp số.
Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số như bảng 2.4.
Ta tính giá trị của mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và mô men tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng 2.4.
Sau khi tính được các giá trị mô men (Bảng 2.4), mô men nào nhỏ hơn ta dùng để tính toán sức bền (kí hiệu Mt).
Vậy ta chọn:
+ Các chi tiết cần tính sức bền trên trục sơ cấp lấy mô men có giá trị là: Mt = MS = 218 (N.m)
+ Các chi tiết cần tính sức bền trên trục trung gian lấy mô men có giá trị là: Mt = Mtg = 523,2 (N.m)
+ Các chi tiết cần tính sức bền trên trục thứ cấp lấy mô men có giá trị là:
Số 1: Mt = Mtc1 = 1290,6 (N.m)
Số 2: Mt = Mtc2 = 810,9 (N.m)
Số 3: Mt = Mtc3 = 502,9 (N.m)
Số 4: Mt = Mtc4 = 337,5 (N.m)
Số 5: Mt = Mtc5 = 218,0 (N.m)
Số lùi: Mt = Mtcl =1619,5 (N.m)
b) Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.
Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng 2.6) ta sẽ tính được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng.
Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng như bảng 2.6.
Các thông số còn lại ta lấy trong bảng các thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng. Lần lượt thay các giá trị đã biết vào các công thức ta được giá trị các lực của từng cặp bánh răng trong bảng 2.7.
2.2.2. Tính bền bánh răng.
a) Tính sức bền uốn
Để tính toán sức bền uốn của các bánh răng ta áp dụng công thức thực nghiệm sau: (Theo tài liệu [2])
y: Hệ số dạng răng
Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe khách ta chọn Kđ = 2.
Kms: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động : Kms = 1,1
+ Đối với bánh răng bị động : Kms = 0,9
Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững và phương pháp lắp bánh răng lên trục.
+ Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp: Kc = 1,2
+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp: Kc = 1,1
+ Đối với bánh răng luôn luôn ăn khớp: Kc = 1,0
- Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia công gây nên (số truyền thấp ta chọn giá trị nhỏ) Ktp=1,1á1,3
- Kgc: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng (do phương pháp gia công gây nên). Góc lượn được mài, chọn Kgc = 1,0
- Kb: Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bền của răng.
Để thuận tiện cho việc tính toán sức bền uốn của bánh răng, giá trị các hệ số trên được chọn và lập thành bảng 2.8.
(Đối với cặp bánh răng gài số 1 do có dịch chỉnh góc nên hệ số dạng răng y được tra trên đường x = - 0.2, sau khi tra theo đồ thị ta nhân với hệ số Ka = 1,07).
Sau khi chọn các hệ số và biết các thông số của từng bánh răng lần lượt thay vào công thức tính ứng suất uốn ta được giá trị ứng suất uốn ghi trong bảng 2.9. So sánh với ứng suất uốn cho phép ta thấy các giá trị này đều thoả mãn độ bền uốn.
b) Tính sức bền tiếp xúc
b: Góc nghiêng của răng
P: Lực vòng (tương ứng với chế độ tải trọng 1/2 Mt) (Bảng 2.7).
E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 N/ m2.
a: Góc ăn khớp.
r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)
b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m)
Lần lượt thay giá trị các thông số đã biết (Bảng 2.10) vào công thức tính ứng suất tiếp xúc ta được giá trị ứng suất tiếp xúc của từng cặp bánh răng (Bảng 2.11).
Với việc chọn vật liệu các cặp bánh răng hợp lí ta thấy ứng suất tiếp xúc sẽ không vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép.
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc của các cặp bánh răng như bảng 2.11.
2.2.3. Tính toán trục hộp số.
Qua bảng 2.7, ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là khá lớn so với các cặp bánh răng gài số khác (không tính đến số lùi). Bởi vậy để tính toán sức bền trục ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1.
a) Chọn sơ bộ kích thước các trục.
Kích thước các trục hộp số được chọn sơ bộ như sau: (Theo tài liệu [2])
- Đường kính trục trung gian : d2 = 0,45.Ac = 46 (mm)
- Đường kính trục thứ cấp : d3 = 0,45.Ac = 46 (mm)
- Chiều dài trục trung gian được chọn sơ bộ: l2 = 300 (mm)
- Chiều dài trục thứ cấp được chọn sơ bộ: l3 = 280 (mm)
Với Memax : là mô men xoắn lớn nhất của động cơ: Memax = 218 (N.m).
b) Tính sức bền trục trung gian.
* Biểu đồ nội lực.
- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau:
a = 20 (mm); c=90(mm); b = 160 (mm).
- Bán kính vòng chia của các bánh răng:
ra’ = 72,74 (mm); r1 = 30 (mm).
- Giá trị các lực đã biết:
+ Trên bánh răng luôn ăn khớp:
Pa = 7192 (N); Ra = 3022 (N); Qa = 4152 (N)
+ Trên bánh răng chủ động của số 1:
P1 = 17440 (N); R1 = 6831(N)
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Thay số ta có:
+ Phản lực tại gối C: Rc = 3860 (N); Pc = 845(N).
+ Phản lực tại gối D: Rd = 5993 (N); Pd = 11093 (N).
* Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục (Hình 2.2). Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 2 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn ăn khớp và mặt cắt tại điểm bánh răng liền trục.
* Tính trục theo độ bền uốn.
Mn: Mô men uốn trong mặt phẳng ngang (yox).
Md: Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zox).
+ Mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn luôn ăn khớp.
Muy = Rc .a + Qa .ra’ = 379 (N.m).
Mux = Pc .a + Pa .ra’ = 17 (N.m).
Thay số vào công thức (2.18) ta có: Mu = 380 (N.m).
Thay số vào công thức (2.17) ta có su = 57 (N/mm2) (Với: d=dtb=40,5 (mm)).
* Tính theo ứng suất chèn dập then hoa. (Theo tài liệu [3])
Thay số ta được:
scd = 19 (N/mm2) Ê [scd] = 30 (N/mm2).
b) Tính sức bền trục thứ cấp
* Biểu đồ nội lực:
Tương tự trục trung gian ta cũng đã biết tất cả các lực tác dụng lên bánh răng trên trục thứ cấp khi gài số 1. Từ đó ta xác định các nội lực đặt lên các gối đỡ bằng các phương trình mô men và phương trình cân bằng nội lực.
- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a=160(mm); b=90(mm).
- Bán kính vòng chia của bánh răng bị động ở số 1: r1’ = 74 (mm).
- Giá trị các lực trên bánh răng bị động đã biết: P1=17440(N); R1=6831(N).
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Thay số ta có:
+ Phản lực tại gối B: RB = 4372 (N); PB = 11162 (N).
+ Phản lực tại gối A: RA = 2459 (N); PA = 6278 (N).
* Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục (Hình 2.3). Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 1 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại điểm lắp bánh răng bị động gài số 1
* Tính trục theo xoắn.
Thay số ta được: scd = 23 (N/mm2) Ê [scd] = 30 (N/mm2).
c) Tính bền trục sơ cấp
* Biểu đồ nội lực.
Như trục trung gian và trục thứ cấp ta cũng đã biết tất cả các lực tác dụng lên bánh răng trên trục sơ cấp khi gài số 1. Từ đó ta xác định các nội lực đặt lên các gối đỡ bằng các phương trình mô men và phương trình cân bằng nội lực.
- Các kích thước trong sơ đồ ta chọn sơ bộ như sau: a=100(mm); b=40(mm).
- Bán kính vòng chia của bánh răng chủ động luôn ăn khớp: ra = 30,31 (mm).
- Giá trị các lực trên bánh răng chủ động đã biết: Pa = 7192 (N); Ra=3022(N); Qa=4152(N); PA= 6278(N); RA=2459(N)
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Thay số ta có:
+ Phản lực tại gối N: RN = 2462 (N); PN = 1893 (N).
+ Phản lực tại gối M: RM = 11762 (N); PM = 6626 (N).
* Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục sơ cấp. Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 1 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại điểm lắp ổ đỡ (M).
* Tính trục theo độ bền uốn.
Mn: Mô men uốn trong mặt phẳng ngang (xoz), Mn = 189 (N.m)
Md: Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zoy), Md = 246 (N.m)
Thay số vào công thức (2.21) ta có Mu = 310 (N.m).
Thay giá trị Wu (Với: d = 50 mm) vào công thức (2.20) ta được: su = 25 (N/mm2) Ê [su] = 60 (N/mm2).
Kết luận: Qua quá trình tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng và các trục của hộp số, ta thấy các kích thước của bánh răng và trục hộp số được tính toán và chọn đủ điều kiện bền trong chế độ tải trọng làm việc của xe dẫn động cầu sau.
2.3. Chọn và tính toán ổ lăn (Việc tính toán và chọn ổ lăn được tiến hành theo tài liệu tham khảo [4])
2.3.1. Ổ lăn trên trục sơ cấp.
a) Chọn loại ổ lăn.
Vì ổ đỡ phần cuối trục chịu tải trọng lớn, ngoài lực hướng tâm còn chịu lực dọc trục, nên ta dùng ổ bi đỡ chặn một dãy.
b) Chọn kích thước ổ
Căn cứ vào đường kính ngoài trục d = 50 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy cỡ nhẹ, có kí hiệu ổ 46210 (Tra phụ lục 8).
c) Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.
- Ta biết phản lực tại gối đỡ M (Hình 2.4) như sau: RM=11762(N); PM=6626(N).
- Lực dọc trục Fa = Qa = 4152 (N)
- Tải trọng động quy ước: (Theo tài liệu [3])
Q = (XVFr +YFa)kđkt (2.22)
(Vì Fa/V.Fr = 0,307 Ê e (e = 1,5.tga = 0,546) ta chọn hệ số X, Y có giá trị trên).
Thay số ta được: Q = 13,5 kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : (Theo tài liệu [3])
C0 = X0.Fr + Y0.Fa < [C0] (2.24)
Với ổ bi đỡ - chặn ta có: X0 = 0,5, Y0 = 0,4. Thay số vào công thức trên ta có: C0 = 8,5 (kN) < [C0] = 25,4 (kN)
2.3.1. Ổ lăn trên trục trung gian
a) Chọn loại ổ.
Tại đầu gài số 1 và số lùi của trục trung gian ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy vì tại đây không có lực dọc trục.
Tại đầu gài cặp bánh răng luôn ăn khớp của trục trung gian ta dùng ổ bi đỡ – chặn vì có lực dọc trục do các bánh răng nghiêng.
b) Tra kích thước ổ.
* Ổ bi đỡ tại đầu C
Căn cứ vào đường kính ngõng trục d = 30 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung, có kí hiệu ổ 46306 (Tra phụ lục 8). Thông số của ổ như sau:
- Đường kính trong d = 30 (mm)
- Đường kính ngoài D = 72 (mm)
- Chiều rộng B = 19 (mm)
- Khả năng tải động C = 22,0 (kN)
- Khả năng tải tĩnh C0 =15,1 (kN)
* Ổ bi đỡ - chặn tại đầu D.
Căn cứ vào đường kính ngõng trục d = 35 (mm), nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy cỡ trung hẹp, có kí hiệu ổ 46307 (Tra phụ lục 8).
Thông số của ổ như sau:
- Đường kính trong d = 35 (mm)
- Đường kính ngoài D = 80 (mm)
- Chiều rộng B = 21 (mm)
c) Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
* Ổ bi đỡ tại đầu C
- Tải trọng quy ước, với Fa = 0 ta tính như sau:
Q = X.V.Fr.kt.kđ = 3951 (N)
(Vì ổ chỉ chịu lực hướng tâm nên X = 1, vòng trong quay V = 1, kt = 1, kđ =1)
- Khả năng tải tĩnh của ổ:
C0 = X0.Fr = 2,4 (kN) Ê [C0] = 15,1 (kN).
- Khả năng tải động của ổ:
Cd = 30,2 (kN) Ê [C] = 33,4 (kN).
- Khả năng tải tĩnh của ổ:
C0 = X0.Fr = 7,6 (kN) Ê [C0] = 25,2 (kN).
2.3.2. Ổ lăn trên trục thứ cấp
a) Đầu trục lắp ổ bi kim.
Ta chọn các thông số của ổ bi kim như sau
- Đường kính trục d = 20 (mm)
- Chiều dài làm việc của bi kim l = 20 (mm)
- Đường kính của bi kim dK = 4 (mm)
Vậy hệ số khả năng tải động là:
C = 250.200,7.20 =40709 (N) = 40,7 (kN)
b) Cuối trục lắp ổ bi đỡ lòng cầu 2 dãy.
Với ổ bi lòng cầu 2 dãy chịu lực hướng tâm là chủ yếu và có thể chịu lực dọc trục nhỏ. Tuy nhiên nó có ưu điểm là cho phép trục nghiêng dưới 20 so với vòng ổ, nên thích hợp để đỡ các trục dài và các lỗ lắp ổ khó đảm bảo đồng tâm. Do trục thứ cấp có đầu trục lắp lồng trong trục thứ cấp do đó sai số về độ đồng tâm là không thể tránh khỏi trong quá trình chế tạo vì vậy ta chọn ổ lắp ở đây là ổ bi đỡ lòng cầu 2 dãy.
Các thông số của ổ bi đỡ lòng cầu 2 dãy cỡ trung rộng có ký hiệu 346308 (Phụ lục 9):
+ Đường kính trong d = 40 (mm)
+ Đường kính ngoài D = 90 (mm)
+ Chiều rộng B = 46 (mm)
+ Khả năng tải động C = 60,1 (kN)
2.4. Đồng tốc và kiểm tra đồng tốc.
2.4.1. Các loại đồng tốc.
Khi gài số ta có nhiều cách gài số khác nhau, ta có thể sử dụng ống gài số hoặc sử dụng các bộ đồng tốc. Tuy nhiên để tăng bền, tránh va đập giữa các bánh răng khi ăn khớp, vào số êm nhẹ ta cần sử dụng cơ cấu gài số đảm bảo những điều kiện trên. Có nghĩa đảm bảo trong điều kiện là tốc độ quay của các bánh răng phải được cân bằng trước khi chúng ăn khớp với nhau. Với mục đích đó ta gài số bằng bộ đồng tốc quán tính.
Đồng tốc quán tính có các loại:
- Đồng tốc quán tính kiểu chốt hãm (Hình 2.5).
- Đồng tốc quán tính có khoá hãm (Hình 2.6).
- Đồng tốc quán tính kiểu chốt hãm hướng kính
Ta sẽ sử dụng đồng tốc quán tính có khóa hãm cho hộp số thiết kế ở cả hai cặp số: 2 - 3 ; 4 - 5
2.4.2. Kiểm tra đồng tốc quán tính có khóa hãm.
b: Góc của bề mặt hãm.
a: Góc bề mặt hình côn, chọn a = 70
m: Hệ số ma sát giữa các bề mặt ma sát hình côn, chọn m = 0.05
r: Bán kính trung bình của bề mặt côn, chọn r = 48 (mm)
r1: Bán kính trung bình của bề mặt hãm, chọn r1 = 50 (mm)
Thay số ta có: Góc của bề mặt hãm: b = 180
Chương 3
MÔ PHỎNG KẾT CẤU VÀ NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA HỘP SỐ TRÊN INVENTOR
Giới thiệu phần mềm thiết kế Autodesk Inventor được sử dụng khá phổ biến ở trên thế giới. Ở Việt Nam phần mềm này được sử dụng rất rộng rãi không chỉ trong lĩnh vực cơ khí mà nó còn được mở rộng ra các lĩnh vực khác như: Điện, khoa học ứng dụng, cơ mô phỏng, ô tô...
Phần mềm cung cấp một môi trường làm việc đồ hoạ 3D mạnh mẽ, cho phép người dùng tạo và chỉnh sửa các bộ phận, lắp ráp sản phẩm, và tạo bản vẽ kỹ thuật chi tiết. Với các công cụ mô phỏng tích hợp, người dùng có thể kiểm tra tính toàn vẹn và hiệu suất của sản phẩm trước khi đưa vào sản xuất. Autodesk Inventor còn tích hợp các công cụ CAM (Computer Aided Manufacturing - Chế tạo hỗ trợ bằng máy tính) để tối ưu hóa quy trình sản xuất và thiết kế sản phẩm có thể chuyển giao trực tiếp đến các máy gia công CNC.
3.1 Thiết kế một số chi tiết của hộp số trên Inventor.
3.1.1 Thiết kế bánh răng:
a) Trình tự các bước:
- Bước 1: Chọn lọc thông số cần thiết để áp dụng vẽ các cặp bánh răng.
- Bước 3: Nhập các thông số vào bảng 3.3 và xuất bánh răng.
- Bước 4: Tiếp tục dùng các lệnh vẽ để hoàn thiện các cặp bánh răng (đục lỗ gài trục, làm rãnh then, cắt bỏ để giảm khối lượng).
b) Áp dụng vẽ các cặp bánh răng còn lại:
+ Với thông số cặp bánh răng ở phụ lục 6, ta được: Cặp bánh răng thẳng gài số lùi thứ cấp (Hình 3.6).
+ Với thông số cặp bánh răng ở phụ lục 3, ta được: Cặp bánh răng thẳng nghiêng gài số 2 (Hình 3.8).
+ Với thông số cặp bánh răng ở phụ lục 5, ta được: Cặp bánh răng thẳng nghiêng gài số 4 (Hình 3.10).
3.1.2 Thiết kế trục hộp số:
a) Trục sơ cấp:
- Bước 1: Thiết kế trục dựa vào cặp bánh răng luôn ăn khớp (Hình 3.5), chọn 1 mặt phẳng bên của bánh răng nhỏ tiến hành vẽ đường tròn có đường kính bằng đường kính lớn nhất trong đoạn trục sơ cấp.
- Bước 2: Dùng lệnh Extrude đẩy đường tròn đã vẽ ra bằng chiều dài trục sơ cấp.
- Bước 3: Dùng lệnh Thread để vẽ ren và lệnh vẽ thường vẽ thân trục, vai trục và ngõng trục then hoa phần đầu nối với động cơ cho trục.
b) Trục trung gian:
- Bước 1: Thiết kế trục trung gian dựa vào cặp bánh răng thẳng gài số lùi trục trung gian (Hình 3.7), chọn 1 mặt phẳng bên của bánh răng nhỏ tiến hành vẽ đường tròn có đường kính bằng đường kính lớn nhất trong đoạn trục trung gian.
- Bước 3: Dùng các lệnh vẽ hoàn thiện các đoạn then hoa của trục.
3.1.3 Thiết kế đồng tốc, càng gài số:
a) Thiết kế đồng tốc:
- Bước 1: Vẽ vòng đồng tốc của hộp số.
+ Vẽ đường tròn có đường kính lớn hơn đường kính đồng tốc.
+ Vẽ 1 răng sau đó dùng lệnh Curcular lấy tâm xoay thành 36 răng.
- Bước 3: Vẽ vòng gài ăn khớp.
+ Vẽ đường tròn có đường kính lớn hơn đường kính đồng tốc.
+ Vẽ 1 răng sau đó dùng lệnh Curcular lấy tâm xoay thành 24 răng.
b) Thiết kế càng gài số
+ Dựa trên kích thước vòng đồng tốc ta thiết kế càng gài số.
3.2 Mô phỏng quá trình làm việc của hộp số trên Inventor
3.2.1 Mô phỏng hộp số khi chưa gài số
+ Chọn tốc độ và chiều quay cho trục sơ cấp.
+ Từ tốc độ quay và chiều quay đã chọn cho trục sơ cấp, tính tốc độ và chiều quay cho tất cả các bánh răng thông qua tỷ số truyền đã tính được ở Chương 2(Bảng 2.1 và Bảng 2.2).
+ Vào mục Environments trên Inventor, tiếp tục vào Inventor Studio và mở Animation Timeline.
+ Mỗi tay số của hộp số sẽ được mô phỏng trong 10 giây, gồm 5 giây cài số và 5 giây ra số về vị trí ban đầu.
3.2.2 Mô phỏng hộp số ở tay số 1
+ Điền thông tin chiều dài tịnh tiến sang trái của bánh răng thẳng gài số 1 và số lùi và thời gian tương ứng trên Timeline.
+ Điền thông tin tốc độ quay cho Trục thứ cấp bằng với tốc độ quay của bánh răng gài số 1 và thời gian tương ứng trên Timeline.
3.2.4 Mô phỏng hộp số ở tay số 2
+ Điền thông tin chiều dài tịnh tiến sang phải của đồng tốc gài số 2, số 3 và thời gian tương ứng trên Timeline.
+ Điền thông tin tốc độ quay cho Trục thứ cấp bằng với tốc độ quay của bánh răng số 2 được gài và thời gian tương ứng trên Timeline.
3.2.6 Mô phỏng hộp số ở tay số 4
+ Điền thông tin chiều dài tịnh tiến sang trái của đồng tốc gài số 4, số 5 và thời gian tương ứng trên Timeline.
+ Điền thông tin tốc độ quay cho Trục thứ cấp bằng với tốc độ quay của bánh răng số 4 được gài và thời gian tương ứng trên Timeline.
3.2.7 Mô phỏng hộp số ở tay số 5
+ Điền thông tin chiều dài tịnh tiến sang trái của đồng tốc gài số 4, số 5 và thời gian tương ứng trên Timeline.
+ Điền thông tin tốc độ quay cho Trục thứ cấp bằng với tốc độ quay của Trục sơ cấp và thời gian tương ứng trên Timeline.
KẾT LUẬN
Kết cấu của hộp số xe ôtô phụ thuộc nhiều vào đặc điểm kỹ thuật của ôtô, vào sự tiến bộ của khoa học kỹ thuật trong vấn đề bảo vệ môi trường và tính kinh tế trong khai thác sử dụng ôtô. Sự hiểu biết sâu rộng về chúng không những giúp ta khai thác tốt mà còn tạo định hướng nghiên cứu sâu hơn trong thiết kế chế tạo. Đó thật sự là vấn đề cấp thiết đặt ra cho các cán bộ kỹ thuật ngành ôtô để góp phần xây dựng Quân đội vững mạnh toàn diện.
Sau một thời gian nghiên cứu và thực hiện nhiệm vụ được giao, nhờ sự giúp đỡ của thầy và các bạn trong lớp, với sự nổ lực của bản thân, em đã hoàn thành được các nội dung:
1. Phân tích kết cấu và lựa chọn phương án thiết kế hộp số cơ khí.
2. Thiết kế một số cụm chi tiết cơ bản trên hộp số.
3. Mô phỏng kết cấu và nguyên lý làm việc hộp số trên Inventor.
Kết quả tính toán cho thấy hộp số thiết kế ra phù hợp với yêu cầu. Do trong thời gian có hạn và khả năng của bản thân nên trong quá trình tính toán không tránh được sai sót mong được sự đóng góp ý kiến của các thầy giáo. Ngoài ra do điều kiện thời gian có hạn, chưa áp dụng kiểm nghiệm bền của hộp số trên phần mềm 3D, trong thời gian tới em sẽ tiếp tục nghiên cứu và hoàn thiện thêm. Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo : Thạc sĩ ……………. đã giúp đỡ nhiệt tình trong quá trình làm đồ án.
Em xin chân thành cảm ơn!
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Nguyễn Hữu Cẩn, Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyến, Trần Khang (1978), Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo, Đại học Bách Khoa Hà Nội;
[2]. Nguyễn Trọng Hoan (2020), Thiết kế tính toán ô tô, NXB Giáo dục Việt Nam;
[3]. Nguyễn Văn Trà (2016), Kết cấu tính toán ô tô tập 1, tập 2, tài liệu lưu hành nội bộ Khoa Động lực, Học Viện Kỹ Thuật Quân Sự;
[4]. Lưu Văn Tuấn (2016), Lý thuyết ô tô, tài liệu lưu hành nội bộ Viện Cơ khí Động lực, Đại học Bách Khoa Hà Nội;
[5]. Nguyễn Văn Tài (1993), Đồ án môn học thiết kế hộp số chính ô tô và máy kéo (Phần I);
[6]. Trịnh Chất, Lê văn Uyển (2001), Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1, tập 2, NXB Giáo dục;
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"