MỤC LỤC
MỤC LỤC................................................................................................................................1
LỜI NÓI ĐẦU..........................................................................................................................3
CHƯƠNG I: PHÂN TÍCH NHIỆM VỤ, YÊU CẦU, PHÂN LOẠI HỘP SỐ.............................. 3
1.1 Nhiệm vụ............................................................................................................................3
1.2 Yêu cầu..............................................................................................................................4
1.3 Phân loại hộp số:...............................................................................................................5
1.4 Phân tích kết cấu hộp số..................................................................................................14
1.5 Chọn phương án thiết kế..................................................................................................27
1.5.1 Chọn phương án thiết kế Hộp số...................................................................................27
CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ......................................................................28
2.1 Tính chọn tỷ số truyền của cầu chủ động.........................................................................28
2.1.1 Tỷ số truyền thấp nhất được xác định theo điều kiện kéo cho trước:...........................29
2.1.2 Tỷ số truyền của các tay số trung gian..........................................................................38
2.2 Tính toán thiết kế các thông số cơ bản của hộp số..........................................................39
2.2.1 Trọng lượng của ôtô......................................................................................................39
2.2.2 Hệ số dạng khí động học K, nhân tố cản khí động W và diện tích cản chính diện F.....39
2.2.3 Hiệu suất của hệ thống truyền lực................................................................................39
2.2.4 Tính toán chọn lốp.........................................................................................................39
2.2.5 Khoảng Cách Trục.........................................................................................................40
2.3 Tính toán và thiết kế bánh răng........................................................................................40
2.3.1 Chọn môđun bánh răng.................................................................................................40
2.3.2 Xác định số răng của bánh răng hộp số........................................................................42
2.4 Tính toán thiết kế trục của hộp số....................................................................................45
2.4.1 Kết cấu trục...................................................................................................................45
2.4.2 Chọn sơ bộ kích thước trục..........................................................................................46
2.5 Tính toán và chọn ổ lăn....................................................................................................46
2.6 Thiết kết và tính toán đồng tốc.........................................................................................51
2.6.1 Nhiệm vụ tính toán đồng tốc:........................................................................................51
2.6.2 Sơ đồ tính toán đồng tốc...............................................................................................51
2.6.3 Xác định các kích thước cơ bản...................................................................................52
2.6.4 Kết cấu các bộ phận của cơ cấu điều khiển gài số:......................................................64
CHƯƠNG III: KIỂM NGHIỆM BỀN.......................................................................................66
3.1 Tính toán bánh răng.........................................................................................................66
3.1.1 Tính theo uốn................................................................................................................66
3.1.2 Tính theo tiếp xúc..........................................................................................................68
3.2 Kiểm bền trục...................................................................................................................69
3.2.1. Tính toán trục...............................................................................................................69
3.2.1.1.Xác định lực tác dụng lên trục...................................................................................69
3.2.1.2.Tính toán trục theo độ cứng vững.............................................................................70
3.2.2. Tính sức bền của trục..................................................................................................79
KẾT LUẬN.............................................................................................................................84
TÀI LIỆU THAM KHẢO.........................................................................................................85
LỜI NÓI ĐẦU
Từ xưa đến nay, ngành giao thông vận tải luôn đóng vai trò quan trọng trong nền kinh tế quốc dân.Theo thời gian, ngành giao thông đã phát triển để đáp ứng nhu cầu lưu thông về hàng hóa và con người.
Ở nước ta hiện nay, ngành giao thông nói chung và giao thông đường bộ nói riêng cũng đang phát triển nhanh chóng mong đáp ứng cho công cuộc xây dựng đất nước theo hướng công nghiệp hóa, hiện đại hóa. Thế nhưng sự phát triển này chỉ dừng lại ở chổ nhập các phương tiện của nước ngoài, ngành công nghiệp ô tô trong nước còn kém phát triển, ngoại trừ một số liên doanh lắp ráp ô tô ở dạng CKD, kinh tế quốc doanh tham gia khá khiêm tốn: chỉ có một số nhà máy sữa chữa ô tô của nhà nước, còn đa phần xe được sữa chữa ở các Garage tư nhân, lĩnh vực lắp ráp động cớ và đóng mới xe chỉ đang ở giai đoạn thí nghệm chứ chưa sản suất đại trà.
Hướng đầu tư để xây dựng các nhà máy sản xuất ô tô đáp ứng cho nhu cầu lớn trong thời gian sắp tới là một xu thế tất yếu. Vừa vực dậy nền công nghiệp ô tô lạc hậu ở nước ta vừa tiết kiệm nguồn ngoại tệ đáng kể cho ngân sách quốc gia.
Đồ án môn học thiết kế Ô tô là một trong các môn học để rèn luyện nên các phẩm chất cần thiết của một kĩ sư Ô tô, đáp ứng với các yêu cầu thực tiễn của ngành. Đồ án môn học nhằm giúp cho sinh viên ôn tập lại một cách tổng quát và sâu sắc, nhờ đó mà nắm vững các kiến thức về tính toán thiết kế,kết cấu và cách thành lập bản vẽ đã được học.
Trong quá trình thực hiện đồ án nay, Tôi xin cảm ơn thầy : TS…………….. đã tận tình giúp đỡ, hướng dẫn tôi trong quá tình thực hiện đồ án.
Em xin chân thành cảm ơn!
CHƯƠNG I: PHÂN TÍCH NHIỆM VỤ, YÊU CẦU, PHÂN LOẠI HỘP SỐ
1.1 Nhiệm vụ
Do động cơ đốt trong dùng trong ôtô máy kéo có hệ số thích ứng rất thấp, đối với động cơ xăng hệ số này bằng 1,1÷1,2 và đối với động cơ Diesel bằng 1,05 ÷1,15. Do đó moment quay của động cơ không thể đáp ứng yêu cầu moment cần thiết để thắng sức cản chuyển động thay đổi khá nhiều khi ôtô làm việc. Muốn giải quyết vấn đề này trên ôtô máy kéo cần phải đặt hộp số.Nhờ có hộp số mà có thể tăng được lực kéo cần thiết để thắng sức cản chuyển động tăng lên của ôtô máy kéo và đảm bảo cho ôtô máy kéo chuyển động với tốc độ thấp, những tốc độ này tự động cơ không thể đảm bảo được vì động cơ đốt trong có số vòng quay tối thiểu tương đối cao.
Hộp số có thể thực hiện các chức năng:
- Thay đổi tỷ số truyền theo từng điều kiện làm việc của xe (tuỳ theo sự thay đổi moment cản tác dụng lên các bánh xe).
- Ngắt đường truyền lực chính của xe trong thời gian dài.
- Đảo chiều quay của các bánh xe chủ động để lùi xe.
- Có thể bố trí trục chích công suất phục vụ các mục đích khác.
1.2 Yêu cầu
Hộp số là hệ thống có cấu tạo khá phức tạp, gồm rất nhiều các chi tiết cực kỳ chính xác tích hợp nên. Đặc tính làm việc của nó ảnh hưởng đáng kể đến tính năng của xe cũng như độ êm dịu trên xe. Yêu cầu đối với Hộp số vì thế cũng rất đa dạng:
Về chất lượng truyền động:
- Hiệu suất truyền động cao
- Đảm bảo đặc tính động lực
- Hoạt động êm dịu, không sinh ra các lực va đập.
Về Tính năng dễ điều khiển:
- Đảm bảo dễ điều khiển, lực điều khiển đơn giản
- Chấp hành nhanh chóng và chính xác
- Có thể ngắt truyền động trong thời gian dài.
Tuổi thọ:
- Đảm bảo tuổi thọ lâu dài
Yêu cầu chung:
- Có tỷ số truyền đảm bảo tính chất động lực và tính kinh tế lhi làm việc
- Không sinh các lực va đập lên hệ thống truyền lực
- Có vị trí trung gian để có thể cắt động cơ khỏi hệ thống truyền lực trong lâu dài.
1.3 Phân loại hộp số:
1.3.1 Theo phương pháp điều khiển:
Điều khiển bằng tay, điều khiển tự động và điều khiển bán tự động.
1.3.1.1 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.
1.3.1.2 Hộp số tự động:
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.
1.3.1.3. Bán tự động
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.
1.3.2 Theo tính chất truyền mô men:
Kiểu hộp số có cấp và kiểu hộp số vô cấp.
1.3.2.1 Kiểu hộp số vô cấp :
=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.
1.3.2.2 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.
- 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.
1.3.3 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).
1.3.3.1 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.
1.3.3.2 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.
1.4. Phân tích kết cấu hộp số
Dẫn động điều khiển:
Cơ cấu điều khiển hộp số dùng để thay đổi thứ tự ăn khớp của các bánh răng nhằm tạo ra các tỉ số truyền khác nhau từ đó tạo ra lực kéo ở bánh xe chủ động phù hợp với lực cản chuyển động. Cơ cấu điều khiển hộp số bao gồm: cần số, trục trượt và nạng gài, ống gài hoặc bộ đồng tốc. Để bảo đảm giữ nguyên vị trí các số đã gài cũng như tránh gài 2 số đồng thời, tránh gài nhầm số lùi khi ôtô đang chạy tiến trong cơ cấu điều khiển còn có thêm cơ cấu định vị, cơ cấu khoá hãm và cơ cấu báo hiệu số lùi.
a) Cơ cấu đồng tốc
Để gài số người ta có thể sử dụng ống gài, bánh răng di trượt hoặc đồng tốc. Trong các cơ cấu trên thì cơ cấu đồng tốc cho phép gài số êm dịu tránh va đập nên nó được sử dụng nhiều trong các hộp số của ôtô, đặc biệt trong các ôtô hiện đại.
* Cơ cấu đồng tốc kiểu khoá hãm
- Cấu tạo: Cấu tạo của bộ đồng tốc kiểu khoá hãm được chỉ ra trên hình 1.14.
Mỗi bánh răng số tiến trên trục sơ cấp luôn ăn khớp với bánh răng trên trục thứ cấp. Vì các bánh răng này quay tự do trên trục của chúng nên chúng luôn quay khi động cơ hoạt động và ly hợp được đóng. Các moayơ đồng tốc được lắp với trục của chúng bởi then hoa. ống trượt được lắp vào từng moayơ cũng bởi then hoa dọc theo mặt ngoài của moayơ và có khả năng di trượt theo phương dọc trục.
* Cơ cấu đồng tốc kiểu chốt hướng trục
- Cấu tạo: Cấu tạo đồng tốc kiểu chốt hướng trục chi tiết của nó được thể hiện trên hình 1.15.
Cơ cấu đồng tốc kiểu chốt hướng trục gồm có một ống trượt, hai vành đồng tốc, moayơ đồng tốc, ba chốt đồng tốc (chốt cứng), ba chốt dẫn hướng (chốt mềm), ba lò xo và bi định vị ống trượt đồng tốc. Các chốt đồng tốc giữ các vành đồng tốc ở hai phía. Chúng được vát ở giữa một góc 50o và xuyên qua ống trượt. Các chốt dẫn hướng được bố trí ở vị trí đối diện với các chốt đồng tốc, lò xo ấn viên bi vào rãnh ở giữa của mỗi chốt để định vị vị trí tương đối giữa ống trượt với các vành đồng tốc.
* Cơ cấu đồng tốc kiểu chốt hướng tâm
- Cấu tạo: Cơ cấu đồng tốc kiểu chốt hướng tâm được chỉ ra trên hình 1.17
Vành trượt 2 được lắp với các chốt cứng trên moayơ đồng tốc nằm ở giữa ống trượt (các chốt cứng xuyên qua rãnh 3 của ống trượt), các lò xo và viên bi 8 ăn khớp với rãnh lõm ở phía trong giữa ống trượt. Trên ống trượt 4 ở hai mặt đầu có ghép hai vành đồng tốc có mặt làm việc hình côn. Moayơ đồng tốc có then trong để di trượt trên trục và hai mặt đầu có then để ăn khớp với bánh răng số.
b) Cơ cấu chuyển số
Cơ cấu chuyển số bao gồm cần số, các khâu khớp (các thanh hoặc dây cáp), các trục trượt, nạng gài.
Tuỳ theo cấu tạo chung của cơ cấu chuyển số mà người ta chia ra: cơ cấu chuyển số trực tiếp từ cần số đến trục trượt hoặc cơ cấu chuyển số gián tiếp từ cần số thông qua các khâu khớp trung gian mới đến trục trượt.
* Cơ cấu chuyển số gián tiếp
Cấu tạo chung của cơ cấu chuyển số gián tiếp được thể hiện trên hình 1.9. Loại cơ cấu chuyển số này thường được áp dụng ở những ôtô du lịch (hoặc ôtô tải) có hộp số đặt ngang, cầu trước chủ động hoặc hộp số đặt dọc nhưng đều ở xa vị trí người lái.
Cơ cấu này để tránh khả năng gài hai số cùng một lúc. Khi đồng thời dịch chuyển hai càng gạt số, chúng sẽ ăn khớp trong khi chọn và các bánh răng bị gài hai số.Kết quả là các bánh răng không quay được, xe như là bị phanh lại, và các lốp bị khoá cứng lại gây ra tình trạng rất nguy hiểm.
c) Cơ cấu định vị và khoá hãm tránh gài hai số đồng thời
Để trục trượt mang nạng gài có thể duy trì được các bánh răng của hộp số ở trạng thái trung gian (số 0) hoặc ở các vị trí gài số thì trong hệ thống điều khiển của hộp số phải có cơ cấu định vị. Ngoài ra để chống gài hai số đồng thời, tránh gây hư hỏng cho hộp số thì trong hệ thống điều khiển hộp số còn có thêm cơ cấu khoá hãm chống gài hai số đồng thời.
d) Các trục của hộp số:
Trục sơ cấp: Trên trục sơ cấp có một bánh răng liền trục và răng nhỏ ăn khớp với ống trượt của bộ đồng tốc. Phần trước có rãnh then hoa ráp vào moayơ đĩa ly hợp. Truyền chuyển động quay từ đĩa ma sát của ly hợp đến trục trung gian. Trục sơ cấp hay còn được gọi là trục ly hợp dùng để truyền chuyển động quay từ đĩa ly hợp tới bánh răng của trục trung gian.
Trục trung gian: Có nhiệm vụ giữ cho các bánh răng trung gian luôn ăn khớp với bánh răng trên trục sơ cấp và trục thứ cấp. Các bánh răng của trục trung gian thường được chế tạo thành một khối hoặc chế tạo rời, lắp với trục bằng then. Trục trung gian luôn quay cùng chiều với trục sơ cấp của hộp số.
Trục số lùi: Trục số lùi là một trục ngắn, được lắp bên dưới và bên cạnh trục trung gian. Trên trục số lùi gồm có một hoặc hai bánh răng, quay trơn với trục và có thể di chuyển trên trục để gài số lùi. Trục số lùi lắp trên vỏ nhờ ổ trượt.
1.5 Chọn phương án thiết kế
1.5.1 Chọn phương án thiết kế Hộp số
Trong trường hợp này, chúng ta chọn phương án thiết kế Hộp số như sau:
- Số tay số: 5 số tiến, 1 số lùi.
- Loại: Hộp số thường.
- Động cơ:
+ Ne/nN(KW/vòng/phút) : 120/3000
+ Me/nN(Nm/vòng/phút): 300/2000
- Kết cấu: kiểu Hộp số 3 trục.
- Đồng tốc: kiểu quán tính dùng cá hãm, 3 bộ đồng tốc.
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
- Nhằm nâng cao tuổi thọ cho các bánh răng ăn khớp, trong hộp số cơ khí có cấp thường bố trí bộ đồng tốc.
CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ
2.1 Tính chọn tỷ số truyền của cầu chủ động
Bước quan trọng 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
Các thông số hộp số cho trước như bảng 2.a.
2.1.1 Tỷ số truyền thấp nhất được xác định theo điều kiện kéo cho trước:
- Tỉ số truyền lực chính khi xe đạt tốc độ lớn nhất:
Thay số ta được: i0 = 4,875. Chọn i0 = 4,875
Tỷ số truyền của hộp số ở tay số I
Tỷ số truyền ở tay số I phải thoả mãn hai điều kiện sau:
+ Lực kéo tiếp tuyến lớn nhất ở bánh xe chủ động của ôtô phải thắng được lực cản tổng cộng lớn nhất của đường PKmax³Pymax:
Hay ih1 = 5,039
+ Lực kéo tiếp tuyến này cũng phải thoả mãn điều kiện bám (tránh hiện tượng trượt quay của bánh xe chủ động ) PKmax£ Pj
Hay ih2 = 7,07
Từ hai điều kiện trên ta có: 5,039£ ih1£ 7,07
Ngoài ra xe còn phải thoả vmin = (3 - 5) km/h:
Kết hợp các điều kiện trên ta có: 5,039£ ih1£ 5,590
Ta chọn ih1=5,181
Có các chỉ tiêu phân chia khoảng vận tốc cho các số truyền:
- Đảm bảo cho ôtô có vận tốc trung bình cao.
- Đảm bảo cho ôtô có tính năng tăng tốc tốt.
Từ các chỉ tiêu trên, khi phân chia khoảng vận tốc cho các số truyền thường chọn một chỉ tiêu làm cơ bản. khi yêu cầu cơ bản đã thoả mãn thì những yêu cầu còn lại, ở mức độ này hoặc mức độ khác sẽ được đáp ứng.
Dưới đây sẽ lần lượt khảo sát các phương pháp phân chia khoảng vận tốc thoả mãn các yêu cầu nêu trên.
a) Phân chia khoảng vận tốc đảm bảo cho ôtô có vận tốc trung bình cao
Yêu cầu này được chọn làm yêu cầu cơ bản cho xe nhiều công dụng và xe chuyên dùng vì chúng thường hoạt động ở các điều kiện rất đa dạng và ở các số truyền khác nhau của hộp số.
Người ta đánh giá mức độ sử dụng công suất của xe lắp bộ truyền có cấp qua hệ số sử dụng công suất động cơ. Khi đó công suất sử dụng được xác định theo công thức sau:
Ne=y.Nemax
Trên hình 2.2 mô tả đồ thị sử dụng công suất động cơ ở các số truyền khác nhau của hộp số.
b) Đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt
Nếu trong quá trình chuyển động mà xe thường xuyên phải dừng (khi xe hoạt động trong thành phố) thì tính năng tăng tốc sẽ là yếu tố quyết định đến vận tốc trung bình của ô tô. Vì vậy đối với xe du lịch, xe buýt và một số xe vận tải khi phân chia khoảng vận tốc người ta chọn yêu cầu đảm bảo tính năng tăng tốc làm yêu cầu cơ bản.
Như vậy theo biểu thức (2.8) nhận thấy: 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, nghĩa là v1max, v2max,… vimax…, vnmax là một cấp số nhân với công bội là q.
ih1, ih2…, ihi,… ihn: tỷ số truyền 1, 2,…i,…n của hộp số;
ip, i0: tỷ số truyền của hộp số phân phối và truyền lực chính.
Thứ nguyên như sau: vimax - m/s; rk- m; w- rad/s.
Như vậy nếu cho trước số lượng số truyền là n, qua công thức (2.12) sẽ xác định được công bội q, khi đã biết vtmin= v1max; vtmax= vnmax có thể xác định vận tốc tính toán ở các số truyền trung gian. Đồng thời nếu cho trước tỷ số truyền của một số truyền nào đó trong hộp số thì theo công thức (2.10), (2.11) sẽ xác định được các tỷ số truyền của các tay số còn lại.
Song việc tăng hoặc giảm không thể tuỳ tiện mà giới hạn của việc hiệu chỉnh này là khoảng cách giữa các vận tốc tính toán là như nhau:
v2max- v1max= v3max- v2max=…=vt(i+1)max-vtimax=…=vnmax-v(n-1)max=const=a (2.16)
Như vậy: v1max, v2max, …, vimax,… vnmax là một cấp số cộng với công sai bằng a => vậy q =1,5
2.1.2 Tỷ số truyền của các tay số trung gian
Đối với xe tải nhỏ thường làm việc với các số truyền cao nên số truyền cao nên số truyền trung gian được xác lập theo cấp số điều hòa nhằm sử dụng tốt nhất công suất động cơ khi sang số.
+ Tỉ số truyền tay số 2: ih2 = 2,865
+ Tỉ số truyền tay số 3: ih3 = 1,595
+ Tỉ số truyền tay số 5: ih5 = 1,000
+ Tỉ số truyền tay số lùi: Chọn iR = ih1 = 5,181
2.2 Tính toán thiết kế các thông số cơ bản của hộp số.
2.2.1 Trọng lượng của ôtô
+ Trọng lượng không tải của ôtô G0 (tự trọng); G0=2500Kg
+ Tải trọng chuyên chở ; Gt=2780Kg
+ Trọng lượng toàn bộ của ôtô
Ga=G0+A.n+Gt =2500+65.3+2780=5475kg
Sự phân bố tải trọng tĩnh của ôtô ra các trục của bánh xe. Theo kinh nghiệm đối với xe cầu sau chủ động thì:
Cầu trước: m1=0,32÷0,45
Cầu sau : m2=0,55÷0,68
Chọn m1=0,35 và m2=0,65
2.2.3 Hiệu suất của hệ thống truyền lực
Được chọn theo loại ôtô. Đối với xe tải thì h=0,85
2.2.4 Tính toán chọn lốp
Lốp ôtô được chọn theo trọng lượng phân bố lên một bánh xe ôtô (giá trị lớn nhất trong tất cả các bánh). Mặt khác lốp ôtô cũng được chọn theo chế độ chuyển động (vận tốc, loại đường ) và loại ôtô.
Trọng lượng phân bố ra các bánh được tính như sau:
- Bánh trước G1=0,35Ga=1916,25 Kg ÞGbt=958,125kg
- Bánh sau G2=0,65Ga=3558,75 Kg ÞGbs=889,6875kg
Suy ra,chọn lốp 7.00/R16 10PR
- Bán kính lăn bánh xe: rb = l.r0 = 0,945.381 = 360 mm = 0,36m
2.3 Tính toán và thiết kế bánh răng
2.3.1 Chọn môđun bánh răng
Để chọn môđun pháp tuyến của bánh răng, ta chọn theo đồ thị. Môđun pháp tuyến được chọn theo moment quay cực đại ở trục thứ cấp của hộp số..
Moment quay cực đại sinh ra ở trục thứ cấp:
M = Memax.Ih1.hh
=> M = 300 x 5,181 x 0,96 = 1,492 kN.m
Chọn bánh răng ở các số 5,4, 3,2 là bánh răng trụ răng nghiêng. Chọn bánh răng ở số 1 và số lùi là bánh răng trụ răng thẳng.
Dựa vào đồ thị, ta xác định được môđun pháp tuyến của các bánh răng theo moment quay cực đại ở trục thứ cấp, dựa theo tiêu chuẩn ta được mn= 4 mm đối với bánh răng trụ răng nghiêng.
2.3.2 Xác định số răng của bánh răng hộp số
Xác định số răng của các bánh răng hộp số 3 trục được tiến hành trên cơ sở đảm bảo khoảng cách các tâm của các cặp bánh răng ăn khớp và tỷ số truyền của hộp số.
Chọn sơ bộ số răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp là 20
=> Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:
Ia = 1,937
Số răng của bánh răng thụ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp:
Za’= Za. Ia = 20.1,937 » 39
Tính lại tỉ số truyền: Ia= 1,95
- Môđun pháp tuyến: mn=4 (mm)
- Bước pháp tuyến: tn = p. mn=12,56 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh:
da = d+2 mn= 92,12 (mm)
da = d+2 mn= 172,03 (mm)
+ Đường kính vòng đáy:
df = d-2,5 mn=74,12 (mm)
df = d-2,5 mn=154,03 (mm)
+ Chiều cao răng: h = 2,25 mn= 9 (mm)
+ Chiều rộng vành răng: B = (7 ÷ 8,6) mn= 25 (mm)
+ Góc ăn khớp: an=20oC
+ Tỷ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số I, II, III,IV,V là:
Ig1 = 2,657
Ig2 = 1,469
Ig3 = 0,817
Ig4 = 0,640
Ig5 = 0,513
Tính lại tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài, ta có kết quả sau:
Ig1 = 2,647
Ig2 = 1,458
Ig3 = 0,813
Ig4 = 0,640
Ig5 = 0,513
Tay số lùi: Il = 2,657
Sau khi đã có các số răng của các bánh răng, ta tính toán lại khoảng cách trục theo số răng của cặp bánh răng gài số I(răng thẳng). Sau đó tính lại các góc nghiêng răng của các cặp bánh răng luôn ăn khớp, bánh răng gài số 2 và số 3.
+ Khoảng cách trục: A = mn(Z1+ Z1’)/2 = 4(17+45)/2 = 124 mm
+ Góc nghiêng răng của các cặp bánh răng tương ứng:
ba » 180
b1=00
b2 = 180
b3 = 210
b4 = 21 o
b5 =180
2.4 Tính toán thiết kế trục của hộp số.
2.4.1 Kết cấu trục
Kích thước và nguyên liệu chế tạo trục có ảnh hưởng lớn đến độ bền và khả năng làm viêc lâu dài của bánh răng và ổ bi. Sơ đồ động học của hộp số có ảnh hưởng đến kích thước và tải trọng lên trục. Một trong số những yêu cầu cơ bản đối vơí trục là độ cứng.
Phương án thiết kế kết cấu trục:
+ Trục sơ cấp:
Chế tạo liền với bánh răng. Gối đỡ trước của trục đặt trên bánh đà, không nhận lực dọc trục. Gối đỡ sau nằm trong vỏ hộp số là ổ bi hướng kính.
+ Trục trung gian:
- Trục quay trên các ổ bi nằm trong vỏ hộp số, các bánh răng được nối ghép cứng với trục.
- Hướng đường nghiêng răng của các bánh răng trên trục trung gian được chọn theo hướng phải (còn của trục sơ cấp và thứ cấp được chọn theo hướng trái).
- Trục thứ cấp:
+ Có đầu trước tựa lên trục sơ cấp, còn đầu sau tựa lên vỏ hộp số qua ổ lăn có bộ phận cố định để nhận lực dọc trục.
+ Ở gối đỡ trước dùng ổ thanh lăn hình trụ với các thanh đặc, ổ thanh lăn ở gối đỡ trước không có vòng ngoài và vòng trong.
+ Ở gối đỡ sau của trục thứ cấp dùng ổ bi hướng kính một dãy.
2.4.2 Chọn sơ bộ kích thước trục
Khi tính trục hộp số ôtô, có thể sử dụng những công thức kinh nghiệm sau để chọn sơ bộ kích thước trục:
- Đối với trục sơ cấp: d1 = 36 mm
- Đối với trục trung gian:
+ Đường kính trục: dII = 0,4A = 0,4.124 » 50 mm
+ Chiều dài trục : lII = (311¸560) mm
- Đối với trục thứ cấp:
+ Đường kính trục: dIII = 0,3A = 0,3.124 » 38mm
2.5 Tính toán và chọn ổ lăn
Khi tính toán ổ lăn, ta cần xác định hệ số khả năng làm việc để chọn ổ theo các bảng, thỏa mãn điều kiện :
CTT < C
Trong đó:
CTT : hệ số khả năng làm việc tính toán của ổ lăn.
C : hệ số khả năng làm việc tra trong sổ tay tra cứu ổ lăn.
Ổ lăn thường được tính ở chế độ tải trọng trung bình. Chế độ tải trọng trung bình đối với ôtô được xác định theo đồ thị kinh nghiệm. Đồ thị này chỉ mức độ sử dụng moment quay cực đại (hệ số 
) của động cơ tùy theo tỷ số G/Memax của từng loại xe. (với G là tải trọng toàn bộ của ôtô, kể cả tải trọng hữu ích).
Ta có: G/Memax = (5475 . 9,81)/ 300= 179,033 (m-1)
=> MTT = 0,7 . 300 = 210 (N.m)
Hộp số ôtô làm việc theo chế độ tải trọng thay đổi. Chế độ tải trọng này đặc trưng bằng trị số lực tác dụng lên ổ lăn, thời gian tác dụng lực và số vòng quay làm việc. Các đại lượng nói trên đều thay đổi theo số truyền được gài. Bởi thế, hệ số khả năng làm việc của ổ lăn CTT trong trường hợp tải trọng thay đổi xác định theo công thức sau :
CTT = Qtđ.K1.K2.K3(nTT.h)0,3
+ Q1, Q2,..., Qx : lực hướng kính quy dẫn tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền 1,2,...,x
Qi = Ri + mAi
* Ổ đỡ trước của trục trung gian:
Theo kết quả tính toán trục, ta có : Q1 = R1 + mA1= 2,918(KN) = 2918(N)
Q2 = R2 + mA2= 2,926 (KN) = 2926 (N)
Q3 = R3 + mA3 = 3,458 (KN) = 3458(N)
Đặt L = ntt.h =701.4581,9.60 = 193.106 (vòng) = 19,3(triệu vòng)
=> CTT = 6850,3(19,3)0,3= 23630 (N) = 23,63 (KN)
Kết hợp điều kiện CTT < C với đường kính ngõng trục bằng 30 mm, ta chọn được ổ đũa trụ ngắn đỡ trước của trục trung gian là ổ cỡ trung rộng. Ký hiệu 2606
* Ổ bi đỡ sau của trục trung gian:
Q1 = R1 + mA1= 7,16 (KN)
Q2 = R2 + mA2 = 4,81 (KN)
Qtg = Q5 = 1,94 (KN)
Qak = Rak + mA = 1,67KN
Qtđ = 3,12 (KN)
ntt = 701 (vg/ph)
Đặt L = ntt.h =701.4581,9.60 = 193.106 (vòng) = 19,3(triệu vòng)
=> CTT = 3,12(193)0,3=15,09 (KN)
Theo kết quả tính toán trục, ta có :
Q1 = R1 + mA1 = 2,74 (KN)
Q2 = R2 + mA2 = 3,49 (KN)
Q3 = R3 + mA3 = 2,18 (KN)
Q5 = R5 + mA5 = 2,55 (KN)
Qtđ = 4,198 (KN)
L = ntt.h = 2127.4581,9.60= 584,7.106 (vòng) = 58,47 (triệu vòng)
=> CTT = 2,55.(58,47)0,3= 34,37 (KN)
Kết hợp điều kiện CTT < C với đường kính ngõng trục bằng 40 mm, ta chọn được ổ bi đỡ trước của trục trung gian là ổ bi cỡ nhẹ. Ký hiệu 2608
2.6 Thiết kết và tính toán đồng tốc.
2.6.1 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.
2.6.2 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.
2.6.3 Xác định các kích thước cơ bản.
2.6.3.1 Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục ly hợp.
Xác định các đại lượng thành phần của (2.20):
a) Mômen quán tính J1:
J1 = Jtr1 + Jlh
l1: Chiều dài trục ly hợp ta có: l1 = 156,25 [mm].
Rtr : Bán kính trục ly hợp 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.
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].
Thế vào (2.22) ta tính được : Rlh = 125 [mm].
Thế vào (2.21) ta có : J1=3934,991 [kg.mm2].
c) Mômen quán tính qui dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấp Jz3
ik: Tỷ số truyền của số thứ k hộp số
Thế vào (2.24) 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 là số lùi.
Thế tất cả vào công thức (2.20) 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].
2.6.3.3 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
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 . Vì vậy ta có thể chọn bán kính phản lực
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].
2.6.3.5 Góc nghiêng của bề mặt hãm b :
Hay tgb1 = tgb2 £ 0,4786
Suy ra : b1 = b2 £ 250,34’41” Chọn b = 250
2.6.3.6 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.
2.6.3.9 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]
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]
Ta có:
Lms(2-3) = 21,583[J]
Lms(4-3) = 18,057[J]
Lms(1-2) = 23,812[J]
Lms(3-2)= 13,564[J].
Lms(5-4) = 18,677[J].
Lms(3-4) = 20,818[J].
Lms(4-5) = 20,292[J].
2.6.3.10 Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc
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].
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.
2.6.4 Kết cấu các bộ phận của cơ cấu điều khiển gài số:
2.6.4.1 Cơ cấu định vị:
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.
2.6.4.2 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).
2.6.4.3 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.
CHƯƠNG III: KIỂM NGHIỆM BỀN
3.1 Tính toán bánh răng
3.1.1 Tính theo uốn
- Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng được xác định trên cơ sở công thức Lewis :
P : lực vòng tác dụng lên răng tại tâm ăn khớp, MN.
b : chiều rộng răng của bánh răng, m.
tn : bước răng pháp tuyến, m.
y : hệ số dạng răng.
- Lực vòng tác dụng lên bánh răng:
M : moment quay tính toán tác dụng lên bánh răng: M = Mđ.i.h
i : tỉ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang tính.
h : hiệu suất truyền lực kể từ động cơ đến bánh răng đang tính.
r : bán kính vòng tròn chia.
Ứng suất uốn tại các tiết diện nguy hiểm như bảng 3.a.
Ta thấy các bánh răng đều có ứng suất uốn tính toán nằm trong khoảng [100,250], riêng cặp bánh răng gài số1 có ứng uốn tính toán < 400 (MN/m²), thỏa điều kiện bền theo uốn.
3.1.2 Tính theo tiếp xúc
- Sự hao mòn bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc tại tâm ăn khớp.
N: lực thẳng góc tác dụng lên mặt tiếp xúc giữa các răng ăn khớp (MN).
E : mođun đàn hồi ( E = 2,1.10 MN/m²)
bo: chiều dài đường tiếp xúc giữa các răng.
r1, r2: bán kính cong của các bề mặt răng chủ động và thụ động tại điểm tiếp xúc (m).
r1 , r2 : bán kính vòng tròn chia của bánh răng chủ động và bị động.
Lực vòng P tác dụng lên bánh răng được tính từ moment tính toán Mtt của động cơ.Thông thường trung bình Ôtô chỉ sử dụng 1/2 Memax của động cơ. Vì thế để đơn giản, ta lấy Mtt = 1/2 Memax truyền xuống bánh răng để tính.
Ứng suất tiếp xúc ở từng cặp bánh răng như bảng 3.b.
Dựa vào bảng giá trị ứng suất cực đại cho phép đối với bánh răng hộp số Ôtô khi tính theo chế độ tải trọng ở trục sơ cấp Mtt = 1/2 Memax , ta thấy các giá trị ứng suất tiếp xúc tính được ở các bánh răng đều thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
3.2 Kiểm bền trục
3.2.1. Tính toán trục
3.2.1.1.Xác định lực tác dụng lên trục
+ M : moment quay tác dụng lên bánh răng, M= Memax.i
( i: tỉ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang tính)
+ ao : góc ăn khớp trên vòng tròn chia.
+ bc : góc nghiêng đường răng của bánh răng.
+ rc : bán kính vòng tròn chia.
Trên cơ sở xác định được các lực tác dụng lên trục, ta có thể tiến hành tính toán trục
(Phần tính lực tác dụng lên trục sẽ được tính ở phần tính toán trục)
3.2.1.2.Tính toán trục theo độ cứng vững
Ta tiến hành tính toán trục ứng với từng tay số, kiểm tra độ cứng vững của trục trung gian và thứ cấp.
a) Ở vị trí không gài số:
Trên trục trung gian, chỉ có bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp chịu tải trọng.
Ft=6,92 KN
Fr = 2,65 KN
Fa = Ft.tgb =0,86 KN
RBx =6,401 KN
RAx =0,519 KN
Ma = Fa.r = 70,53 Nm
Dựa trên các giá trị lực tính toán được và các thông số về chiều dài cũng như đường kính các đoạn trục, bằng cách sử dụng phần mềm “phần tử hữu hạn” áp dụng cho việc tính toán thiết kế trục, ta xác định đươc độ võng và góc xoay lớn nhất của trục.
c. Ở tay gài số 2:
+ Trục trung gian:
Ft1 = 6,92 KN
Fr1 = 2,65 KN
Fa1 = 0,86 KN
Ft2 = 11,59 KN
Fr2 = 4,43 KN
+ Trục thứ cấp:
Ft = 11,59 KN
Fr = 4,43 KN
Fa = 7,76 KN
Ma = Fa.r = 571,14 Nm
e. Ở tay gài số 4:
+ Trục trung gian:
Ft1 = 4,795 KN
Fr1 = 2,188 KN
Fa1 = 2,457 KN
Ft2 = 1,765 KN
Fr2 = 0,715 KN
Fa2 = Ft2tgb = 0,861 KN
M1 = 174,447 Nm
M2 = Fa2.r2= 55,350 Nm
3.2.2. Tính sức bền của trục
M: moment uốn tác dụng lên trục (Nm)
T : moment xoắn tác dụng lên trục (Nm)
d : đường kính trục tại điểm đang tính (mm)
a) Ở tay gài trung gian:
- Vị trí lắp bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp:
M2 = Mx2+My2 = 248,2472+60,722
=> M= 255,565 (N.m)
T = Memax.ia = 300.1,95 = 585 (N.m)
b) Ở tay gài số 1:
Trục trung gian:
- Vị trí lắp bánh răng gài số 1:
M2 = Mx2+My2 = 258,6922+1080, 9332
=> M=1111,458 (N.m)
T = 351(N.m)
Trục thứ cấp:
M2 = Mx2+My2 = 320,7912+1055,2662
=> M=1102,948 (N.m)
T = Memax.ia = 195.4,315= 841,354 (N.m)
c) Ở tay gài số 2:
Trục trung gian:
- Vị trí lắp bánh răng luôn ăn khớp:
M2 = Mx2+My2 = 142,272+26,782 =20957,92 (N.m)2
T = 343,09 (N.m)
Trục thứ cấp:
M2 = Mx2+My2 = 353,432+521,732 =397114,95 (N.m)2
T = Memax.ia = 176,58.2,617 = 462,109 (N.m)
=> Mth = 781,447 (N.m)
d) Ở tay gài số 3:
Trục trung gian
- Vị trí lắp bánh răng luôn ăn khớp:
M2 = Mx2+My2 = 142,5162+26,4292 =21009,31 (N.m)2
T = 343,09 (N.m)
- Vị trí lắp bánh răng gài số 3:
M2 = Mx2+My2 = 199,0482+425,0622 =220297,81 (N.m)2
T = 343,09 (N.m)
e) Ở tay gài số 5:
Trục trung gian
- Vị trí lắp bánh răng luôn ăn khớp:
M2 = Mx2+My2 = 142,5162+26,4292 =21009,31 (N.m)2
T = 343,09 (N.m)
Trục thứ cấp:
M2 = Mx2+My2 = 259,6252+437,5652 =258868,27 (N.m)2
T = Memax.ia = 176,58.1,606 = 283,587 (N.m)
=> Mth = 582,486 (N.m)
KẾT LUẬN
Sau thời gian làm việc tích cực của bản thân với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo : TS…………….. cùng các thầy giáo trong Bộ môn và các đồng chí đồng đội tôi đã hoàn thành các nội dung của đồ án tốt nghiệp. Đồ án đã giải quyết được những vấn đề sau:
1. Phân tích nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại hộp số.
2. Thiết kế tính toán hộp số.
3. Kiểm nghiệm bền.
Việc thực hiện đồ án đã giúp tôi hiểu sâu hơn về kiến thức chuyên nghành. Biết cách tính toán thiết kế một cụm chi tiết trên xe, đặc biệt là đã biết cách ứng dụng công nghệ thông tin vào trong lĩnh vực chuyên nghành. Làm cơ sở cho việc học tập, công tác và nghiên cứu sau này.
Tôi xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ, hướng dẫn nhiệt tình, chu đáo của thầy giáo hướng dẫn: TS…………….., cùng các thầy trong Bộ môn và các đồng chí học viên trong lớp đã có những ý kiến bổ ích giúp tôi hoàn thành đồ án tốt nghiệp.
Tuy nhiên, do thời gian, trình độ, kinh nghiệm thiết kế chưa có. Đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, hạn chế. Tôi rất mong được các thầy giáo, các bạn xem xét và và chỉ bảo thêm.
Tôi xin chân thành cảm ơn!
TPHCM, Ngày … tháng … năm 20…
Người thực hiện đồ án
………………..
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Nguyễn Hữu Cẩn-Phan Đình Kiên
Thiết kế và tính toán ÔTÔ MÁY KÉO (Tập 1,2,3)-NXB Giáo Dục 1996
[2]. Kiểm tra ôtô và bảo dưỡng gầm –NXB Lao Động Xã Hội
[3]. Nguyễn Hữu Hường –Phạm Xuân Mai-Ngô Xuân Ngát
Hướng dẫn đồ án môn học ‘ Thiết Kế Tính Toán Otô- Máy Kéo ‘
[4]. Nguyễn Đình Khôi
Máy Kéo Máy Nông Nghiệp –NXB nông nghiệp Hà Nội
[5]. Hồ Thanh Giảng – Hồ Thị Thu Nga
Công nghệ chế tạo phụ tùng ôtô- máy kéo NXB Giao Thông Vận Tải
[6]. Ninh Đức Tốn
Dung Sai Và Lắp Ghép –NXB Giáo Dục
[7]. Hệ Thống Tài Liệu Thiết Kế
[8]. Gs.Ts.Nguyễn Tất Tiến-Gvc. Đỗ Xuân Kính
Giáo trình kỹ thuật sửa chữa ôtô, máy nổ-NXB Giáo Dục
[9]. Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1,2
[10]. Nguyễn Hữu Lộc (chủ biên)
Cơ Sở Thiết Kế Máy, Tập 1,2
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"