ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ THỦY CƠ CHO XE BUS CHẠY TRONG THÀNH PHỐ TRÊN CƠ SỞ XE HUYNDAI

Mã đồ án	OTTN000000082
Đánh giá:	5.0
Mô tả đồ án	Đồ án có dung lượng 320MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ tổng thể xe thiết kế, bản vẽ mặt cắt hộp số thủy cơ, bản vẽ tự động điều khiển, bản vẽ động lực học, bản vẽ sơ đồ điều khiển, bản vẽ chi tiết, bản vẽ QTCN gia công chi tiết trục trung gian…); file word (Bản thuyết minh, nhiệm vụ đồ án…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, các video mô phỏng........... THIẾT KẾ HỘP SỐ THỦY CƠ CHO XE BUS CHẠY TRONG THÀNH PHỐ TRÊN CƠ SỞ XE HUYNDAI.
Giá:	850,000 VND

Nội dung tóm tắt

LỜI NÓI ĐẦU

Với vai trò then chốt trong chiến lược phát triển kinh tế của mỗi quốc gia, ngành công nghiệp vận tải ôtô có một vị trí vô cùng quan trọng trong sự phát triển nền kinh tế đất nước. Với đặc thù là một loại phương tiện vận tải có thuận lợi về khả năng cơ động cao, hoạt động ở vùng khí hậu và địa hình đa dạng phức tạp..,và có giá trị đầu tư thấp, giá thành vận tải lại tương đối rẻ , nhanh chóng về thời gian phục vụ. Vì vậy ôtô đã có mặt trong mọi nghành của nền kinh tế và nó đem lại lợi ích vô cung to lớn cho nền kinh tế xã hội, với khối lượng vận tải trong tổng khối lượng vận tải hiện nay của nghành vận tải đường bộ của mỗi quốc gia.

Cùng với sự phát triển mạnh mẽ của các nghành công nghiệp khác thì nghành công nghiệp ôtô cũng không ngừng được đầu tư phát triển, với những phát minh và sự cải tiến liên tục nhằm hoàn thiện hơn nữa loại phương tiện thông dụng này, đáp ứng nhu cầu sử dụng ngày càng cao của xã hội. Việc đưa nhưng tiến bộ to lớn của khoa học công nghệ cao vào nghành sản xuất ôtô đã khắc phục được những hạn chế của động cơ ôtô trong việc sử dụng nhiên liệu điêzen và nhiên liệu xăng, nâng cao tính cơ động, khả năng gia tốc, giảm thiểu tiếng ồn đem lại sự tiện nghi và thoải mái cho người sử dụng ôtô. việc nghiên cứu tỷ mỉ về mỗi chi tiết của ôtô là một việc làm quan trọng, trong đó cụm hộp số của xe là bộ phận truyền lực chính đóng vai trò quyết định tới khả năng làm việc của ôtô trong những điều kiện địa hình khác nhau và khả năng khai thác sử dụng xe theo từng yêu cầu mục đích khác nhau.

Nước ta đang trong giai đoạn đổi mới nền kinh tế và hoà nhập với sự phát triển mạnh mẽ của nền kinh tế trong khu vực và thế giới. Việc đầu tư cho nghành công nghiệp ôtô của ta luôn được nhà nước quan tâm. Với việc đưa vào hoạt động của các nhà máy liên doanh với các hãng ôtô nổi tiếng như: liên doanh ôtô Ford, Toyota, Huyndai,.

Nhằm đáp ứng yêu cầu phát triển của nghành công nghiệp ôtô mới mẻ của nước ta trong tình hình hiện nay thì vai trò của mỗi người kỹ thuật càng đòi hỏi không ngừng nâng cao năng lực chuyên môn để tìm ra được những tính năng ưu việt của mỗi loại xe, khả năng sử dụng chúng trong điều kiện khí hậu, địa hình nước ta qua đó chủ động chế tạo các loại phụ tùng thay thế trong sửa chữa và hạ giá thành chi phí cho việc nhập ngoại các chi tiết. Từng bước đưa nghành công nghiệp sản xuất ôtô của ta đi vào độc lập phát triển và hoà nhập với nghành công nghiệp ôtô thế giới.

Là sinh viên của trường, sau năm năm học tập và nghiên cứu, em được giao nhiệm vụ : “Tính toán thiết kế hộp số thủy cơ cho ôtô buýt” .

Nhiệm vụ thiết kế gồm có:

Chương 1: Giới thiệu chung về hộp số thuỷ cơ.

Chương 2: Tính toán động lực học ôtô.

Chương 3: Thiết kế tính toán hộp số.

Chương 4: Xây dựng qui trình công nghệ gia công thiết kế chi tiết.

Trong phạm vi làm đồ án tốt nghiệp, trên cơ sở lý thuyết và quá trình thu nhập tài liệu tại thư viện trường và ở cơ sở thực tập cùng với sự chỉ bảo tận tâm của các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy: ………………, đã giúp đỡ em hoàn thành khối lượng công việc được giao trong đồ án. Trong quá trình làm đề tài em không tránh khỏi những sai sót, nhầm lẫn do những hạn chế về kinh nghiệm và tài liệu tra cứu, tham khảo. Em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy, để hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao trong bản đồ án này.

Em xin chân thành cảm ơn.

Các thông số của xe cơ sở tham khảo: xe huynđai CA-A1.

Động cơ:

Công suất lớn nhất của xe: N_emax = 188 ml (2900 v/p).

Mômen lớn nhất : M_emax = 52,5 KGm (1400 v/p).

Vận tốc lớn nhất : V_max = 97 km/h.

Tự trọng của xe : 7140 KG.

Cầu trước : 3660 KG.

Cầu sau : 3480 KG.

Trọng lượng khi xe đầy tải : 16800 KG.

Cầu trước : 6000 KG.

Cầu sau : 10800 KG.

Chiều dài cơ sở của xe : 5700 mm.

Kích thước bao: L_O*B_O*H_O: 9830*2480*2835.

Vết bánh xe (trước/sau) : 2050/1850.

Các thông số tham khảo ở xe cùng loại:

Tỷ số truyền của truyền lực chính: i_o = 7,17.

Chương 1

Giới thiệu chung về hộp số thuỷ cơ

1.1 Công dụng:

Động cơ đốt trong dùng trên ôtô có hệ số thích ứng rất thấp:

Đối với động cơ xăng, hệ số này là: 1,1¸1,2.

Đối với động cơ điêzen, hệ số này là: 1,05 ¸ 1,15.

Do đó mômen quay của động cơ ôtô không thể đáp ứng nổi yêu cầu mômen cần thiết để thắng sức cản chuyển động thay đổi khá nhiều khi ôtô làm việc. Để giải quyết vấn đề này trên ôtô cần phải đặt hộp số.

Nhờ có hộp số ta có thể tăng được lực kéo cần thiết để thắng sức cản chuyển động tăng lên của ôtô và đảm bảo cho ôtô chuyển động với tốc độ thấp, những tốc độ thấp 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 tạo cho ôtô có thể chạy lùi và đảm bảo cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi cần thiết động cơ quay không.

Ngày nay hộp số ôtô luôn được cải tiến trong thiết kế chế tạo để đảm bảo đáp ứng với yêu cầu sử dụng của mỗi loại xe khác nhau. Vì vậy có rất nhiều loại hộp số đang được sử dụng rộng rãi trên các loại xe ôtô khác nhau do đó ta phải tìm hiểu và phân loại các loại hộp số để lựa chọn loại hộp số thiết kế cho phù hợp với yêu cầu của mỗi loại xe.

1.2 Hộp số thuỷ cơ:

Hộp số thuỷ cơ bao gồm bộ truyền thuỷ động (ly hợp hoặc biến mô thuỷ lực), hộp số cơ khí có cấp và hệ thống thuỷ lực điều khiển.

1.2.1, Những yêu cầu cơ bản và phân loại:

Ngoài các yêu cầu chung đối với hộp số, hộp số thuỷ cơ cần đáp ứng những yêu cầu sau:

Có số tay số và dải thay đổi tỷ số truyền đủ rộng để đảm bảo được tính năng động lực học của xe.

Có hiệu suất cao trong các chế độ làm việc chính của ôtô để đảm bảo tính kinh tế nhiên liệu.

Có khả năng tự động hoá quá trình sang số nhằm đơn giản hoá quá trình điều khiển ôtô và tránh được những sai sót có thể do người lái gây nên.

Hộp số thuỷ cơ được phân loại theo các dấu hiệu sau:

Theo dạng truyền động thuỷ động: ly hợp hoặc biến mô thuỷ lực.

Theo dòng truyền công suất của động cơ qua hộp số: một dòng, hai dòng…

Theo dạng hộp số cơ khí: trục cố định, hành tinh, hoặc hỗn hợp.

Theo mức độ tự động hoá quá trình sang số: bằng tay, bán tự động, tự động.

1.2.2, Truyền lực thuỷ động:

Truyền lực thuỷ động được phân thành hai loại tuỳ theo khả năng biến đổi mômen của nó: ly hợp thuỷ lực và biến mô thuỷ lực.

Trên các ôtô thường sử dụng các ly hợp thuỷ lực không điều chỉnh có vòng tuần hoàn đối xứng với các cánh hướng kính. Vòng tuần hoàn của chất lỏng trong ly hợp được tạo bởi vỏ và các cánh thẳng của các bánh công tác.

Ly hợp thuỷ lực có ưu điểm:

Có thể thay đổi tỷ số truyền một cách liên tục, có khả năng truyền tải năng lượng lớn.

Cấu tạo đơn giản, giá thành sản xuất thấp, dễ sử dụng và bảo dưỡng, sửa chữa.

Tuy nhiên, nhược điểm chính của ly hợp:

Không có khả năng biến đổi mômen đã hạn chế phạm vi sử của nó trên các hộp số thuỷ cơ ôtô.

Hiệu suất rất thấp ở vùng làm việc có tỷ số truyền nhỏ.

Độ nhạy quá cao ảnh hưởng xấu đến đặc tính làm việc kết hợp với động cơ đốt trong.

Biến mô thuỷ lực được phân loại:

Theo chiều quay của các bánh bơm và bánh tua bin: bao gồm hai loại là biến mô thuận và biến mô nghịch.

Trong biến mô thuận, dòng chất lỏng trong khoang công tác đi theo trình tự từ bánh bơm đến bánh tua bin đến bánh phản ứng.

Trong biến mô nghịch, bánh phản ứng được lắp giữa bánh bơm và bánh tua bin. Biến mô nghịch chỉ được sử dụng trên ôtô trong các trường hợp hộp số thuỷ cơ có hai dòng công suất.

Theo số lượng bánh tua bin: bao gồm các loại là một cấp (có một bánh tua bin) và nhiều cấp (có hai hoặc nhiều bánh tua bin).

Trong các biến mô nhiều cấp, sau mỗi bánh tua bin có bố trí một bánh phản ứng, trừ bánh tua bin cuối cùng. Các bánh tua bin của biến mô nhiều cấp thường được nối cứng với nhau. Chúng có thể được nối với nhau nhờ một vành nằm trong lòng biến mô.

Hoặc bằng bộ truyền hành tinh . Bộ truyền này cũng được đặt bên trong biến mô và nó có nhiệm vụ tăng hệ số biến đổi mômen của biến mô. Biến mô loại này được gọi là biến mô vi sai.

Theo cách bố trí các bánh phản ứng: cũng phân biệt thành hai loại, biến mô đơn giản và biến mô hỗn hợp.

Trong các biến mô đơn giản, các bánh phản ứng được bố trí cố định, chúng không có khả năng quay trong quá trình làm việc.

Trong các biến mô hôn hợp, các bánh phản ứng được đặt trên các khớp một chiều. Các khớp này bị khoá khi biến mô làm việc ở chế độ biến mô thuỷ lực nhờ một mômen xoắn tác động ngược với chiều quay của bánh bơm. khi biến mô làm việc ở tỷ số truyền lớn, chiều tác động của mômen xoắn thay đổi sẽ làm bánh phản ứng quay cùng với dòng chất lỏng. Lúc này biến mô làm việc ở chế độ ly hợp thuỷ lực. Vì biến mô có thể làm việc ở cả hai chế độ ly hợp và biến mômen nên nó có tên là biến mô hôn hợp.

Các biến mô hôn hợp thường được sử dụng kết hợp với ly hợp khoá f, nó cho phép khoá cứng bánh bơm với tua bin của biến mô tạo nên khối cứng truyền trực tiếp mômen từ bánh bơm sang tua bin. Ly hợp khoá được điều khiển nhờ một hệ thống riêng biệt, việc khoá cứng biến mô ở chế độ ly hợp cho phép tăng hiệu suất làm việc của biến mô (10 ¸ 20%) và tăng tốc độ chuyển động cực đại của ôtô. Trong một số trường hợp nhằm tăng cường khả năng phanh bằng động cơ, người ta sử dụng khớp một chiều. Khớp này có tác dụng nối cứng trục bánh tua bin với trục bánh bơm trong trường hợp mômen truyền ngược từ trục tua bin sang trục bánh bơm.

Biến mô gồm có ba bánh công tác: bánh bơm 1, bánh tua bin 2, bánh phản ứng 3. Bánh bơm cùng với vỏ tạo thành buồng kín, bên trong chứa chất lỏng. Khi động cơ làm việc, dòng công suất N₁ được truyền tới trục 4 làm quay bánh bơm. khi quay, bánh bơm ly tâm tạo thành dòng chảy khép kín trong khoang công tác: bánh bơm 1- bánh tua bin 2 - bánh phản ứng 3 - bánh bơm 1. Nhờ đó năng lượng được vận chuyển từ bánh bơm sang bánh tua bin và dẫn ra ngoài. Trong quá trình này, một phần năng lượng bị mất trong biến mô (do ma sát và do sự trượt giữa các bánh công tác) và chuyển thành nhiệt, vì vậy công suất ở trục ra của biến mô nhỏ hơn công suất ở trục vào.

Biến mô thuỷ lực nhằm thực hiện các chức năng sau:

- Tăng mômen do động cơ tạo ra.

- Đóng vai trò như một ly hợp thuỷ lực để truyền (hay không truyền) mômen từ động cơ đến hộp số.

- Hấp thụ các dao động xoắn của động cơ và hệ thống truyền lực.

- Có tác dụng như một bánh đà để làm đồng đều chuyển động quay của động cơ.

- Dẫn động bơm dầu của hệ thống điều khiển thuỷ lực.

Sơ đồ cấu tạo và kết cấu cụ thể của biến mô thuỷ lực được chỉ ra trên hình 1 dưới đây:

H1: Cấu tạo cụ thể của biến mô thuỷ lực

Về cấu tạo, biến mô bao gồm: cánh bơm, rôto tuabin, stato, khớp một chiều và ly hợp khoá biến mô.

Cánh bơm

Cánh bơm được gắn liền với vỏ biến mô, có rất nhiều cánh có biên dạng cong được bố trí theo hướng kính ở bên trong. Vành dẫn hướng được bố trí trên cạnh trong của cánh bơm để dẫn hướng cho dòng chảy của dầu. Vỏ biến mô được nối với trục khuỷu của động cơ qua tấm dẫn động (xem hình 2).

H2: Cấu tạo vỏ biến mô

Rôto tuabin

Cũng như cánh bơm rôto tuabin có rất nhiều cánh dẫn được bố trí bên trong rôto tuabin. Hướng cong của các cánh dẫn này ngược chiều với cánh dẫn trên cánh bơm. Rôto tuabin được lắp với trục sơ cấp của hộp số. Cấu tạo của rôto tuabin được chỉ ra trên hình 3.

H3: Cấu tạo của rôto tuabin

Stato và khớp một chiều

Stato được đặt giữa cánh bơm và rôto tuabin. Nó được lắp trên trục stato, trục này lắp cố định vào vỏ hộp số qua khớp một chiều. Các cánh dẫn của stato nhận dòng dầu khi nó đi ra khỏi rôto tuabin và hướng cho nó đập vào mặt sau của cánh dẫn trên cánh bơm làm cho cánh bơm được cường hoá.

Khớp một chiều cho phép stato quay cùng chiều với trục khuỷu động cơ. Tuy nhiên nếu stato có xu hướng quay theo chiều ngược lại, khớp một chiều sẽ khoá stato lại và không cho nó quay. Do vậy stato quay hay bị khoá phụ thuộc vào hướng của dòng dầu đập vào các cánh dẫn của nó.

Sơ đồ cấu tạo của stato và khớp một chiều được thể hiện trên hình 4.

h4: cấu tạo của stato và khớp một chiều

Nguyên lý làm việc của biến mô thuỷ lực

* Nguyên lý truyền công suất

Sơ đồ thể hiện nguyên lý truyền công suất từ cánh bơm sang rôto tuabin được thể hiện trên hình dưới đây.

H5: Sơ đồ nguyên lý truyền công suất

Khi cánh bơm được dẫn động quay từ trục khuỷu của động cơ, dầu trong cánh bơm sẽ quay cùng với cánh bơm. Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên, lực ly tâm làm cho dầu bắt đầu văng ra và chảy từ trong ra phía ngoài dọc theo các bề mặt của các cánh dẫn. Khi tốc độ của cánh bơm tăng lên nữa, dầu sẽ bị đẩy ra khỏi cánh bơm và đập vào các cánh dẫn của rôto tuabin làm cho rôto tuabin bắt đầu quay cùng một hướng với cánh bơm. Sau khi dầu giảm năng lượng do va đập vào các cánh dẫn của rôto tuabin, nó tiếp tục chảy dọc theo máng cánh dẫn của rôto tuabin từ ngoài vào trong để lại chảy ngược trở về cánh bơm và một chu kỳ mới lại bắt đầu. Nguyên lý trên tương tự như ở ly hợp thuỷ lực.

* Nguyên lý khuyếch đại mômen

Việc khuyếch đại mômen bằng biến mô được thực hiện bằng cách trong cấu tạo của biến mô ngoài cánh bơm và rôto tuabin còn có stato. Với cấu tạo và cách bố trí các bánh công tác như vậy thì dòng dầu thuỷ lực sau khi ra khỏi rôto tuabin sẽ đi qua các cánh dẫn của stato. Do góc nghiêng của cánh dẫn stato được bố trí sao cho dòng dầu ra khỏi cánh dẫn stato sẽ có hướng trùng với hướng quay của cánh bơm. Vì vậy cánh bơm không những chỉ được truyền mômen từ động cơ mà nó còn được bổ sung một lượng mômen của chất lỏng từ stato tác dụng vào. Điều đó có nghĩa là cánh bơm đã được cường hoá và sẽ khuyếch đại mômen đầu vào để truyền đến rôto tuabin, xem hình 6.

H6: Nguyên lý khuyếch đại mômen

* Chức năng của khớp một chiều stato

Khi tốc độ quay của bánh bơm và rôto tuabin có sự chênh lệch tương đối lớn (tốc độ cánh bơm lớn hơn tốc độ rôto tuabin) thì dòng dầu sau khi ra khỏi rôto tuabin vào cánh dẫn của stato sẽ tác dụng lên stato một mômen có xu hướng làm stato quay theo hướng ngược với cánh bơm (xem hình 7).

Để tạo ra hướng dòng dầu sau khi ra khỏi cánh dẫn của stato tác dụng lên cánh dẫn của bánh bơm theo đúng chiều quay của cánh bơm thì khi này stato phải được cố định (khớp một chiều khoá).

Khi tốc độ quay của rôto tuabin đạt gần đến tốc độ của cánh bơm, lúc này tốc độ quay của dòng dầu sau khi ra khỏi rôto tuabin tác dụng lên cánh dẫn của stato có xu hướng làm stato quay theo hướng cùng chiều cánh bơm.

Hình 7: Chức năng của khớp một chiều stato

Vì vậy nếu stato vẫn ở trạng thái cố định thì không những không có tác dụng cường hoá cho cánh bơm mà còn gây cản trở sự chuyển động của dòng chất lỏng gây tổn thất tăng. Vì vậy ở chế độ này stato được giải phóng để

quay cùng với rôto tuabin và cánh bơm (khớp một chiều mở). Khi này biến mô làm việc như một ly hợp thuỷ lực với mục đích tăng hiệu suất cho biến mô.

Cơ cấu ly hợp khoá biến mô

Khi ôtô chuyển động trên đường tốt, vận tốc của ôtô khá cao, khi này mômen cản chuyển động nhỏ nên số vòng quay của bánh tuabin xấp xỉ bằng số vòng quay của bánh bơm. Biến mô đã làm việc ở chế độ ly hợp (stato được giải phóng) nhưng hiệu suất còn nhỏ hơn 1 (từ 0,8 đến 0,9). Để hiệu suất truyền động của biến mô đạt giá trị cao nhất, ở chế độ này người ta sử dụng một ly hợp để khoá cứng biến mô. Tức là đường truyền mômen từ động cơ tới hộp số được thực hiện trực tiếp thông qua ly hợp khoá biến mô như truyền qua một ly hợp ma sát bình thường và lúc đó hiệu suất truyền bằng 1.

Kết cấu và nguyên lý của ly hợp khoá biến mô được thể hiện trên hình 8.

H8: Nguyên lý của ly hợp khoá biến mô

Ly hợp khoá biến mô được lắp trên moayơ của rôto tuabin và nằm ở phía trước của rôto tuabin. Trong ly hợp khoá biến mô cũng bố trí lò xo giảm chấn để khi ly hợp truyền mômen được êm dịu không gây va đập. Vật liệu ma sát ở ly hợp này cũng giống như vật liệu ma sát sử dụng cho phanh và đĩa ly hợp. Khi ly hợp khoá biến mô hoạt động, nó sẽ quay cùng với cánh bơm và rôto tuabin việc đóng và mở của ly hợp khoá biến mô được quyết định bởi sự thay đổi của hướng dòng dầu thuỷ lực trong biến mô.

Trạng thái mở ly hợp:

Khi ôtô chạy ở tốc độ thấp hoặc mômen cản lớn, biến mô thuỷ lực làm việc ở chế độ biến mô. Khi này nhờ cơ cấu điều khiển thuỷ lực, dầu có áp suất chảy đến phía trước của ly hợp khoá biến mô, do áp suất ở phía trước và phía sau của ly hợp bằng nhau nên ly hợp ở trạng thái mở.

Trạng thái đóng ly hợp:

Khi ôtô chạy ở tốc độ cao, ứng với mômen cản nhỏ khi này các van điều khiển thuỷ lực hoạt động hướng dòng dầu thuỷ lực có áp suất chảy đến phần sau của ly hợp. Do vậy pittông ép ly hợp vào vỏ biến mô, kết quả là biến mô được khoá và vỏ trước của biến mô quay cùng với cánh bơm và rôto tuabin. Nhờ có ly hợp khoá cứng biến mô mà đặc tính của nó được thể hiện trên hình 9.

H9: Đặc tính của biến mô

1.3. Hộp số cơ khí:

1.3.1, Phân loại hộp số:

Hộp số cơ khí có cấp điều khiển bằng tay: tuỳ theo số lượng cấp số tiến chia ra các loại 3, 4, 5 cấp …

Tuỳ theo đường trục chia ra loại hộp số có cấp với các đường trục cố định (hộp số bình thường) và hộp số có cấp với các đường trục chuyển động (hộp số loại hành tinh). Tuỳ theo khối lượng các khối bánh răng chuyển động, chia ra loại hai, ba hoặc bốn khối chuyển động.

Tuỳ theo phương pháp điều khiển hộp số chia ra các loại là điều khiển bằng tay, điều khiển tự động, điều khiển bán tự động.

Hộp số điều khiển bằng tay có ưu điểm: kết cấu đơn giản, chế tạo rẻ, đảm bảo tỷ số truyền cần thiết, đáp ứng điều kiện sử dụng của ôtô. Loại hộp số này thường được sử dụng rộng rãi và đảm bảo các yêu cầu cần thiết.

1.3.2 Yêu cầu của hộp số:

Hộp số thiết kế phải đáp ứng các yêu cầu sau:

Có tỷ số truyền thích hợp đảm bảo tính chất động lực học và tính kinh tế làm việc.

Làm việc êm ái không va đập, có độ tin cậy cao.

Có vị trí trung gian để cắt động cơ khỏi hệ thống truyền lực lâu dài.

Có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và dễ điều khiển.

Làm việc không gây ồn, cho hiệu suất cao.

Có số lùi để thay đổi hướng chuyển động của ôtô.

1.3.3 Một số đặc điểm của hộp số cơ khí:

Hộp số 2 trục: (loại có trục không đồng tâm) truyền động ở các số chủ yếu qua một cặp bánh răng và hai trục. Hộp số này chủ yếu dùng trên xe ôtô hai cầu với cầu trước chủ động hoặc trên ôtô với động cơ đặt đằng sau (cầu sau chủ động). Loại hộp số này không có số truyền thẳng, ở tất cả các số tiến chỉ có một bánh răng ăn khớp với ưu điểm là cho hiệu suất cao vì ở tất cả các số truyền làm việc sự ăn khớp chỉ qua một cặp bánh răng, có thể tăng độ cứng vững và độ bền của các chi tiết vì trong hộp số này không có cụm nào bị hạn chế về kích thước, kết cấu đơn giản, dễ sử dụng. Nhưng nhược điểm có kích thước lớn, khi cần đạt tỷ số truyền lớn vì tỷ số truyền của hộp số chỉ do một cặp bánh răng tạo nên, kích thước lớn sẽ làm tăng trọng lượng hộp số.

Hộp số có trục không cố định (hộp số hành tinh): loại này có trục quay trong không gian, gồm nhiều cơ cấu hành tinh loại đơn. thông thường hộp số này có 2, 3 cấp được sử dụng ở hộp số thuỷ cơ. Loại nhiều cấp ít được dùng. Nó có ưu điểm là có tỷ số truyền lớn, trục và ổ bi của bánh răng trung tâm và cần dẫn động không chịu tải trọng hướng kính do lực ăn khớp gây nên. Tải trọng tác dụng nên bánh răng nhỏ vì bánh răng trung tâm đồng thời ăn khớp với nhiều bánh răng hành tinh, đổi số nhẹ nhàng nhờ phanh và ly hợp, không cắt đứt dòng công suất. Nhưng nhược điểm là có kết cấu phức tạp và giá thành đắt, kích thướclớn, ổ bi của bánh răng hành tinh chịu tác dụng của lực ly tâm khá lớn. Khi cần tăng số truyền thì sự phức tạp của kết cấu tăng lên. Mất mát công suất trên các bề mặt ma sát các răng, ổ bi và do việc đóng nhả ly hợp và phanh do đó hộp số hành tinh nhiều cấp làm giảm hiệu suất.

1.4 hệ thống điều khiển hộp số thuỷ cơ:

Hệ thống thuỷ lực của hộp số thuỷ cơ có nhiệm vụ: cấp dầu và làm mát biến mô, điều khiển các cơ cấu phanh và ly hợp gài số, bôi trơn và làm mát các cụm hộp số.

Hệ thống thuỷ lực điều khiển bao gồm các hệ thống thành phần sau: hệ thống cấp dầu và làm mát biến mô, hệ thống chuyển số, hệ thống bôi trơn. nếu trên hộp số có sử dụng phanh chậm dần bằng thuỷ lực thì có thêm hệ thống điều khiển phanh này.

Trên hình vẽ trên thể hiện sơ đồ hệ thống thuỷ lực điều khiển hộp số thuỷ cơ sử dụng trên xe buýt.

Hộp số thuỷ cơ bao gồm biến mô thuỷ lực 4 bánh công tác, hộp số 3 cấp và hệ thống điều khiển. Chất lỏng công tác được cung cấp cho hệ thống từ 2 bơm nguồn: bơm trước 9 và bơm sau 13. Để duy trì áp suất trong hệ thống người ta sử dụng van điều chỉnh áp suất chính 5 và van điều chỉnh chế độ áp suất 7. Chất lỏng công tác được chứa trong ngăn đáy của hộp số và được hút vào các bơm qua các bộ lọc 11 và 14. Bơm trước cấp chất lỏng đi qua van một chiều 8 vào đường dầu chính, còn dầu từ bơm sau đi qua bộ lọc tinh 15 và van một chiều 16. Trong trường hợp tắc bầu lọc, áp suất trong đường đẩy của bơm sau tăng lên, lúc này dầu sẽ đi qua van an toàn 10 vào đường dầu chính. Áp suất trong đường dầu chính được duy trì bởi van điều chỉnh 5, van này làm việc như sau. Khi lưu lượng tổng cộng của hai bơm là nhỏ (ôtô chuyển động với tốc độ thấp và số vòng quay của động cơ là nhỏ), áp suất được duy trì bằng cách chuyển lượng dầu thừa vào hệ thống làm mát biến mô 1(ứng với vị trí bên trái của con trượt của van 5 trên sơ đồ). Nếu áp suất trong hệ thống tăng lên do lưu lượng của 2 bơm tăng, con trượt của van 5 tiếp tục dịch chuyển sang trái và mở đường hồi dẫn dầu trở về đường hút các bơm (ứng với vị trí trung gian của con trượt của van 5 trên sơ đồ). Khi ôtô chuyển động ở tốc độ cao, các bơm đều phát huy lưu lượng cực đại, lúc này con trượt của van 5 dịch chuyển hết sang trái và nối trực tiếp đường đẩy và đường hút của bơm trước với nhau (ứng với vị trí bên phải của con trượt của van 5 trên sơ đồ). Lúc này, áp suất trong đường dầu chính lớn hơn áp suất trên đường đẩy của bơm trước nên van một chiều 8 đóng lại, ngắt hoàn toàn bơm này ra khỏi hệ thống. Ở chế độ này, việc cung cấp dầu cho toàn bộ hệ thống do bơm sau đảm nhiệm. Áp suất điều khiển bên phải van 5 thay đổi mức cấp nhiên liệu của động cơ đốt trong: khi mức cấp nhiên liệu tăng lên thì áp suất củng tăng theo và ngược lại. Điều này được thực hioện bằng cách tăng độ căng của lò xo điều chỉnh của van 7 khi tăng hành trình của bàn đạp cấp nhiên liệu. Khi bàn đạp cấp nhiên liệu ở vị trí tự do, nghĩa là động cơ làm việc ở chế độ không tải, áp suất trên đường ra của van 7 bằng 0. Như vậy trong hệ thống này, áp suất được điều chỉnh theo vị trí bàn đạp cung cấp nhiên liệu. ở các chế độ làm việc khác nhau của động cơ áp suất này thay đổi trong phạm vi 0,39 ¸ 0,68 Mpa. Phương pháp điều chỉnh áp suất như trên cho phép giảm tiêu hao công suất dẫn động các bơm và giảm mức độ hao mòn của chúng đồng thời tăng hiệu suất chung và tăng độ êm dịu của quá trình sang số.

Quá trình sang số và điều khiển ly hợp khoá biến mô được thực hiện một cách tự động dựa trên 2 thông số sau: vận tốc chuyển động của ôtô và vị trí bàn đạp cấp nhiên liệu. Vận tốc chuyển động của ôtô được đo bằng cơ cấu ly tâm 6 đặt trên trục trung gian của hộp số. Sự thay đổi vận tốc của trục quay sẽ làm thay đổi vị trí của các qua văng và làm trục dịch chuyển. Như vậy vị trí của trục các qua văng phụ thuộc vào vận tốc quay quanh nó. Dịch chuyển của trục này truyền sang đầu dưới của đòn 4. đầu trên của đòn nối với con trượt sang số của van 2, còn ở phần giữa nó được nối với thanh điều khiển cấp nhiên liệu 3: khi mức cấp nhiên liệu tăng lên thanh đòn dịch chuyển sang phải và ngược lại. Như vậy, vị trí đầu trên của đòn 4, hay vị trí của con trượt điều khiển sang số phụ thuộc vào 2 yếu tố: vận tốc chuyển động của ôtô và mức cấp nhiên liệu cho động cơ.

2.1 Hộp số hai trục

Sơ đồ cấu tạo:

Sơ đồ cấu tạo của hộp số hai trục được thể hiện trên hình 3.1.a. Ngoài vỏ hộp số không thể hiện ở đây, các bộ phận chính của hộp số bao gồm: trục sơ cấp 1, trục thứ cấp 2, các bánh răng Z₁, Z₂, Z₃, Z₄, Z^’₁, Z^’₂, Z^’₃, Z^’₄, ống gài 3 và 4. Các bánh răng trên trục sơ cấp Z₁, Z₂, Z₃, Z₄ được cố định trên trục. Còn các bánh răng trên trục thứ cấp Z^’₁, Z^’₂, Z^’₃, Z^’₄ được quay trơn trên trục. Các ống gài 3 và 4 liên kết then hoa với trục và có các vấu răng ở hai phía để ăn khớp với các bánh răng cần gài.

Nguyên lý làm việc của hộp số như sau:

Khi ống gài 3 và 4 ở vị trí trung gian mặc dù các bánh răng trên trục sơ cấp và thứ cấp luôn ăn khớp với nhau nhưng các bánh răng trên trục thứ cấp quay trơn với trục nên hộp số chưa truyền mômen (số 0). Các số truyền của hộp số được thực hiện như sau:

- Số 1: để gài số 1, người ta điều khiển ống gài 3 dịch chuyển sang phải cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z^’₁ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₁ ® Z^’₁ ® ống gài 3 ® trục 2.

- Số 2: để gài số 2, người ta điều khiển ống gài 3 dịch chuyển sang trái cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z^’₂ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₂ ® Z^’₂ ® ống gài 3 ® trục 2.

- Số 3: để gài số 3, người ta điều khiển ống gài 4 dịch chuyển sang phải cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z^’₃ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₃ ® Z^’₃ ® ống gài 4 ® trục 2.

- Số 4: để gài số 4, người ta điều khiển ống gài 4 dịch chuyển sang trái cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z^’₄ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₄ ® Z^’₄ ® ống gài 4 ® trục 2.

2.2. Hộp số ba trục:

Sơ đồ cấu tạo:

Sơ đồ cấu tạo của hộp số ba trục được thể hiện trên hình 19.a. Trục sơ cấp 1 và trục thứ cấp 2 được bố trí đồng trục với nhau. Ngoài vỏ hộp số không thể hiện ở đây, các bộ phận chính của hộp số bao gồm: trục sơ cấp 1, trục thứ cấp 2 và trục trung gian 3 các bánh răng Z₁, Z₂, Z₃, Z₄, Z^'₁, Z^'₂, Z^'₃, Z^'₄, ống gài 4 và 5. bánh răng Z₄ được chế tạo liền với trục sơ cấp. Các bánh răng trên trục thứ cấp Z₁, Z₂, Z₃ được quay trơn trên trục. Còn các bánh răng trên trục trung gian Z^'₁, Z^'₂, Z^'₃, Z^'₄ được cố định trên trục. Các ống gài 4 và 5 liên kết then hoa với trục và có các vấu răng ở hai phía để ăn khớp với các bánh răng cần gài. Nguyên lý làm việc của hộp số như sau:

Khi ống gài 4 và 5 ở vị trí trung gian mặc dù các bánh răng trên trục sơ cấp, thứ cấp và trục trung gian luôn ăn khớp với nhau nhưng các bánh răng trên trục thứ cấp quay trơn với trục nên hộp số chưa truyền mômen (số 0). Các số truyền của hộp số được thực hiện như sau:

- Số 1: để gài số 1, người ta điều khiển ống gài 5 dịch chuyển sang phải cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z₁ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₄ ® Z^'₄® trục trung gian ® Z^'₁ ® Z₁ ® ống gài 5 ® trục 2.

- Số 2: để gài số 2, người ta điều khiển ống gài 5 dịch chuyển sang trái cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z₂ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₄ ® Z^'₄® trục trung gian ® Z^'₂ ® Z₂ ® ống gài 5 ® trục 2.

- Số 3: để gài số 3, người ta điều khiển ống gài 4 dịch chuyển sang phải cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z₃ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₄ ® Z^'₄® trục trung gian ® Z^'₃ ® Z₃ ® ống gài 4 ® trục 2.

- Số 4: để gài số 4, người ta điều khiển ống gài 5 dịch chuyển sang trái cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z4 khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z4 ống gài 4 ® trục 2 (truyền thẳng).

2.4 Hộp số vô cấp:

Truyền lực vô cấp cho phép thay đổi liên tục trong một giới hạn nhất định tỷ số truyền và mômen dẫn đến bánh chủ động tương ứng với đặc tính kéo của xe. Việc xác lập tỷ số truyền ở một thời điểm nào đó là hoàn toàn tự động, phụ thuộc vào sức cản mặt đường và mômen động cơ.

Với ưu điểm:

Có tính thông qua tốt do truyền liên tục mômen đến bánh xe chủ động.

Giảm hiện tượng quá tải lên các thành phần của cơ cấu truyền lực, tăng thời gian phục vụ có ích của ôtô, đảm bảo an toàn cho truyền động, giảm nhẹ sức lao động người lái.

Khuyết điểm:

Có kết cấu phức tạp, giá đắt, khó chế tạo và khó bảo dưỡng chăm sóc, hiệu suất thấp.

Dựa vào sự biến đổi mômen xoắn, chia ra loại thuỷ lực, loại cơ khí thuỷ lực, loại điện.

Ta xét loại hộp số vô cấp thuỷ động: (biến mô thuỷ lực) loại đơn giản gồm 3 bộ phận là bơm B lắp với trục chủ động nối với động cơ. tuốc bin T lắp trên trục bị động. Đĩa phản ứng P cố định và nối với vỏ của biến mô chịu mômen phản lực. Đĩa P đóng vai trò chính trong việc tăng mômen quay. (B, T, P) tạo nên vòng khép kín để chất lỏng chảy qua. Sự thay đổi mômen xoắn trong biến mô là dòng chảy tác dụng lên cánh của đĩa P làm xuất hiện mômen phản lực. Mômen này thông qua chất lỏng lại tác dụng lên cánh T thêm vào mômen truyền từ bơm đến tuốc bin. Hướng tác dụng của mômen và tốc độ trùng với hướng quay của B được coi là (+) và ngược lại là (-). Mômen xoắn trên trục T có thể lớn hơn mômen xoắn trên trục B một trị số bằng mômen xoắn nhận được từ đĩa P. Do biến mô thuỷ lực có thể thay đổi mômen xoắn của của động cơ khi mômen xoắn truyền từ bơm B đến tuốc bin T tăng lên thì số vòng quay lại giảm đi. Khi thay đổi vị trí các bánh công tác và làm các dạng cánh khác nhau có thể nhận được mức độ tăng mômen xoắn khác nhau. Biến mô thuỷ lực có khả năng điều chỉnh tự động mômen ở trục bị động để thích ứng với sự thay đổi của lực cản và khắc phục nó.

Tính chất tự biến đổi mômen xoắn của động cơ qua biến mô được thực hiện là do lực tác dụng của chất lỏng lên cánh T có trị số khác nhau khi số vòng quay của tuốc bin thay đổi.

Ở biến mô thuỷ lực hệ số biến đổi của biến mô là thông số quan trọng:

K = = 2¸ 4. Để biến đổi mômen cần thiết người ta phải kết hợp một biến mô với một hộp số cơ khí gọi là hộp số thuỷ cơ để tăng số truyền của hộp số mà vẫn đảm bảo thay đổi tỷ số truyền một cách vô cấp.

Ngày nay các loại hộp số cơ khí có cấp thường kết hợp với các loại hộp số vô cấp và được sử dụng nhiều trong hệ thống truyền lực cuả ôtô (đặc biệt là loại hộp số thuỷ cơ). Ở ôtô sử dụng hộp số thuỷ cơ sẽ làm tăng tính kinh tế và tính động lực học của ôtô, tỷ số truyền tăng. Dùng hộp số thuỷ cơ có ưu điểm là sử dụng tốt công suất động của động cơ, có khả năng tăng tốc độ cực đại của ôtô mà không cần tăng công suất động cơ. Tăng tính động lực học của ôtô, tăng tính kinh tế, giảm số vòng quay của trục khuỷu động cơ và tránh được việc tăng công suất động cơ ở tốc độ cực đại.

2.5 Chọn sơ đồ hộp số:

cấu tạo và nguyên lý hoạt động:

Trên cơ sở đặc điểm của xe phải thiết kế như đã trình bày ở phần đầu, để đáp ứng đầy đủ các thông số thiết kế, dựa vào kết cấu của xe tham khảo. Hộp số cần thiết kế có 3 số tiến và một số lùi. Như vậy hộp số cần thiết kế là loại hộp số thuỷ cơ: gồm biến mô thuỷ lực hai bánh phản ứng loại không nhạy và hộp số cơ khí là loại hộp số có 4 trục: trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, hai trục trung gian. Các bánh răng Z_a’, Z_1’, Z_2’, Z_l, Z_3’ được lắp lồng không trên trục trung gian. Bánh răng Z_a ăn khớp then hoa lắp trên trục thứ cấp. Bánh răng Z₁, Z₂, Z₃ được lắp trên trục sơ cấp, ăn khớp then hoa với trục. Sơ đồ hộpsố thiết kế hình 28.

Hình 28: sơ đồ hộp số thuỷ cơ xe buýt

Nguyên lý làm việc của hộp số:

Khi ly hợp gài số 4 và 5 ở vị trí trung gian mặc dù các bánh răng trên trục sơ cấp, thứ cấp và trục trung gian luôn ăn khớp với nhau nhưng các bánh răng trên trục trung gian quay trơn với trục nên hộp số chưa truyền mômen (số 0). Các số truyền của hộp số được thực hiện như sau:

- Số 1: để gài số 1, người ta điều khiển ly hợp gài số 5 dịch chuyển sang phải cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z₁ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₁ ® Z_1’® trục 2^’ ® Z_a’ ® Z_a ® trục 3.

- Số 2: để gài số 2, người ta điều khiển ly hợp gài số 5 dịch chuyển sang trái cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z₂ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₂ ® Z_2’® trục 2^’ ® Z_a’ ® Z_a ® trục 3.

- Số 3: để gài số 3, người ta điều khiển ly hợp gài số 4 dịch chuyển sang trái cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z₃ khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₃ ® Z_3’® trục 2 ® Z_a’ ® Z_a ® trục 3.

- Số lùi: để gài số lùi, người ta điều khiển ly hợp gài số 4 dịch chuyển sang phải cho vấu gài ăn khớp với bánh răng Z_l khi đó dòng truyền mômen từ trục 1 ® Z₁ ® qua bánh răng trung gian ® Z_l ® trục 2 ® Z_a’ ® Z_a ® trục 3.

Chương 2

Tính toán động lực học ôtô

I. Xây dựng đặc tính kéo của xe có biến mô thuỷ lực:

1. Đặc tính của động cơ đốt trong:

Có N_emax = 188 ml ở n_N = 2900 v/p.

Đường biểu diễn công suất của động cơ:

N_e = N_emax.[a.l^’ + b.l^’2 + c.l^’3]

Trong đó:

N_emax, n_N: công suất lớn nhất của động cơ và số vòng quay tương ứng.

N_e, n_e: công suất và số vòng quay ở 1 điểm trên đường đặc tính của động cơ.

a, b, c: các hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào loại động cơ.

l^’ = : các đại lượng n_e, n_N đã biết.

Đặt A = [a.l^’ + b.l^’2 + c.l^’3]

Ta có: N_e = A.N_emax

Đường biểu diễn mômen xoắn của động cơ:

M_e = 716,2.

Lập bảng ta tính được các thông số:

n_e	580	870	1160	1450	1740	2030	2320	2610	2900
A	0,152	0,258	0,376	0,5	0,624	0,742	0,848	0,936	1
N_e	28,57	48,50	70,69	94	117,3	139,5	159,4	175,9	188
M_e	35,29	39,93	43,65	46,43	48,29	49,21	49,015	48,29	46,43

Từ bảng số này vẽ được đồ thị:

2. Chọn điểm làm việc chung cho động cơ và biến mô:

Đối với xe buýt chạy trong thành phố, khả năng phát huy hết công suất là hạn chế, ta cần là khả năng tăng tốc nhanh (tức mômen lớn). Nhưng cũng đồng thời thoả mãn tính tiết kiệm nhiên liệu.

Qua hình vẽ và bảng số liệu ta có điểm làm việc chung của chúng là:

M = 49,015 Kgm ở n= 2320 vòng/phút.

3. Đặc tính trục bánh bơm của loại biến mô không nhạy:

Đường kính của biến mô:

D =

Trong đó:

M₁: mômen trên bánh bơm (M₁ = 49,015 Kgm).

r: khối lượng riêng của chất lỏng công tác (r = 0,09 g/cm³).

n₁: số vòng quay của bánh bơm (n₁ = 2320 vòng/phút).

l₁: hệ số mômen xoắn (l₁ = 2,625.10^-6).

D: đường kính lớn nhất của bánh công tác.

D =

= 470 (mm).

Đường đặc tính trục bánh bơm:

M_B = r.g.l.D.n₁²

Khi ta cho n₁chạy và cố định các thông số còn lại ta được bảng thông số sau:

n₁	580	870	1160	1450	1740	2030	2320	2610	2900
M_B	3,063	6,892	12,25	19,14	27,57	37,52	49,015	62,03	76,59

Từ bảng thông số ta dựng được đồ thị:

4. Đặc tính quy dẫn của biến mô:

Tỷ số truyền: i =

Hệ số biến đổi mômen: K =

Hiệu suất biên mô: h = = = K.i

Bảng thông số:

i	0	0,05	0,1	0,15	0,2	0,25	0,3	0,35	0,4	0,45
h	0	15	30	41,875	53,75	62,5	70	75,625	80	82,5
K	3,25	3,125	2,95	2,8	2,65	2,435	2,35	2,15	1,99	1,85

i	0,5	0,55	0,6	0,65	0,7	0,75	0,8	0,85	0,9	0,925
h	85	85,625	86,875	88,125	89,375	88,75	86,875	83,75	87,5	90
K	1,7	1,6	1,475	1,375	1,275	1,175	1,1	1	1	1

l = 2,625.10^-6 lấy theo đặc tính biến mô cùng loại.

Từ bảng thông số ta xây dựng được đường đặc tính có hình vẽ:

5. Đặc tính ra của cụm động cơ và biến mô:

Xuất phát từ làm việc chung của động cơ và biến mô ta có bảng số liệu để xây dựng được đường đặc tính ra:

M_T = k.M_B

n_T = i.n_B

i	0	0,05	0,1	0,15	0,2	0,25	0,3	0,35	0,4	0,45
n_T	0	116	232	348	464	580	696	812	928	1044
K	3,25	3,125	2,95	2,8	2,65	2,435	2,35	2,15	1,99	1,85
M_T	159,3	153,2	144,6	137,2	129,9	119,1	115,2	105,4	97,5	90,7

i	0,5	0,55	0,6	0,65	0,7	0,75	0,8	0,85	0,925
n_T	1160	1276	1392	1508	1624	1740	1856	1972	2146
K	1,7	1,6	1,475	1,375	1,275	1,175	1,1	1	1
M_T	83,3	78,4	72,3	67,4	62,5	57,6	53,9	49,015	49,015

i	1	1	1
n_T	2320	2610	2900
K	1	1	1
M_T	49,015	48,286	46,492

Từ bảng thông số ta xây dựng được đường đặc tính có dạng:

II. Tính tỉ số truyền:

*Chọn kích thước của lốp: 10 – 20 (inch).

r_o = ().25,4 = 508 (mm).

Bán kính làm việc của bánh xe có tính sự biến dạng của lốp:

r_b =l. r_0.

Lốp áp suất thấp, hệ số kể đến sự biến dạng của lốp l= 0,935.

® r_b=508.0,935 = 0,475 (m).

1. Xác định tỉ số truyền của hộp số chính:

a- Xác định tỉ số truyền ở số truyền 1:

Trị số của tỉ số i_h1được xác định theo điều kiện cần và đủ để ôtô khắc phục được lực cản lớn nhất và bánh xe chủ động không bị trượt quay trong mọi điều kiện chuyển động:

P_k1max ³ P_y_max = G.y_max

P_k1max£ P_j = G_j.j

Þ i_h1 ³ (1)

i_h1 (2)

Trong đó:

y_max: hệ số cản tổng cộng lớn nhất của đường.

y_max=f +tga_max=0,025 +tg18⁰=0,345

a_max: góc dốc cực đại của đường ( a_max= 18^o).

f: hệ số cản lăn (f = 0,025).

G: trọng lượng toàn bộ của xe ôtô (G = 16800 KG).

r_b: bán kính làm việc của bánh xe.

G_j: trọng lượng bám trên bánh xe chủ động (G_j= 10800 KG).

j: hệ số bám (chọn j = 0,8).

h_t: hiệu suất của truyền lực (chọn h_t= 0,9).

i_o: tỷ số truyền của truyền lực chính.

i_c: tỷ số truyền của hộp số phụ (i_c= 1).

M_Tmax: mô men xoắn cực đại của động cơ kết hợp với biến mô.

M_Tmax = k.M_T

Trong đó:

k= 75%K_max hệ số biến đổi mo men.

k = 75%.3,25 = 2,43.

M_T = 49,015

Þ M_Tmax = 119,106 Kgm.

Điều kiện (1): i_h1 ³ = 3,582.

Điều kiện (2): i_h1 = 5,339.

Từ hai điều kiện trên và theo nguyên tắc chọn i_h1sát điều kiện cản

Chọn i_h1= 3,582.

b-Xác định tỉ số truyền của các số truyền trung gian:

Chọn số cấp trong hộp số: hộp số thuỷ cơ, số cấp số tiến n=3, một số lùi.

Tỉ số truyền của các số truyền trung gian chọn theo qui luật cấp số nhân.

Phương pháp này hiện nay được sử dụng nhiều trong việc chọn hệ thống tỷ số truyền của hộp số ôtô.

Dựa trên cơ sở sử dụng công suất trung bình của động cơ khi làm việc ở chế độ toàn tải là không thay đổi trong quá trình gia tốc ôtô.

Thường trong thiết kế ôtô, nhằm mục đích nâng cao tính chất động lực học của xe, nâng cao hiệu suất của hệ thống truyền lực . Ta chọn Tỷ Số truyền ở cấp số cao nhất của hộp số là số truyền thẳng, nghĩa là i_hn = 1. Do vậy công bội sẽ là:

q = .

Như vậy tỷ số truyền của các tay số trung gian được xác định theo các biểu thức sau:

i_hm= .

Trong đó:

n: là cấp số tiến của hộp số.

m: chỉ số ở số truyền đang tính, m được lấy từ 2 đến (n-1).

Ở một số ôtô, người ta chọn số cuối cùng của hộp số là số truyền tăng, nghĩa là i_hn < 1, nhằm tăng được vận tốc của ôtô khi chạy trên đường. Như vậy sẽ tăng được tính kinh tế nhiên liệu và tuổi thọ của động cơ. Tỷ số truyền tăng được chọn theo sự cân băng công suất của ôtô và kiểm tra lại bằng thực nghiệm. Tỷ số truyền tăng thường được chọn trong khoảng từ 0,7 ¸ 0,85. Do đó các số truyền trung gian khác sẽ được xác định theo công thức:

i_hm= .

Với hộp số thuỷ cơ ta thiết kế, chọn số cuối cùng là số truyền tăng thì có tỷ số truyền của các tay số trung gian là: i_h3 = 0,75.

i_h2 = 1.

Tỉ số truyền của số lùi:

i_l = 1,2.i_h1= 4,298.

III : Xây dựng đồ thị các chỉ tiêu động lực học của ôtô

1- Xác định chỉ tiêu về công suất

a. Phương trình cân bằng công suất

Trường hợp ôtô tổng quát ôtô làm việc trên dốc nghiêng

N_k= N_f+ N_w ± N_i ± N_j .

Trong đó:

N_k- Công suất kéo ở bánh xe chủ động, được xác định theo công thức:

N_k= N_T- N_r= N_T.h_t (bảng 1 )

N_f- Công suất tiêu hao cho cản lăn:

N_f= G.f. ( ml)

N_i- Công suất tiêu hao cho cản lên dốc:

N_i= G.sina. (ml )

N_w- Công suất tiêu hao cho cản không khí :

N_w= ( ml )

N_j-Công suất tiêu hao cho cản quán tínhkhi tăng tốc:

N_j= G.d_i.j. ( ml)

d_i- Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quảy trong động cơ,hệ

thống truyền lực và các bánh xe

n_T	580	696	812	928	1160	1392	1508	1624	1856
N_T	96,451	111,95	119,498	126,633	134,918	140,522	136,37	142	139,67
V₁	4,044	4,853	5,662	6,471	8,088	9,706	10,51	11,323	12,941
V₂	14,486	17,383	20,280	23,177	28,972	34,766	37,66	40,560	46,355
V₃	19,314	23,177	27,040	30,903	38,629	46,355	50,22	54,081	61,806
N_k	86,806	100,76	107,549	113,7	121,426	126,469	123,17	127,548	125,71
N_f	0
N	0,257	0,445	0,706	1,054	2,059	3,557	4,634	5,648	8,432
N_f+N	0,257

Bảng: Tính công suất của ôtô.

n_T	1972	2320	2610	2900
N_T	134,96	158,775	175,965	188
V₁	13,749	16,176	18,198	20,220
V₂	49,252	57,943	65,186	72,429
V₃	65,669	77,258	86,915	96,572
N_k	121,46	142,898	158,369	169,198
N_f				150,22
N	10,114	16,469	23,449	32,166
N_f+N				182,368

Đồ thị cân bằng công suất

2 - Xác định chỉ tiêu lực kéo.

a. Phương trình cân bằng lực kéo

Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô khi chuyển động tổng quát:

P_k=P_f+P_w^± P_i ± P_j +P_m

Phương trình viết dưới dạng khai triển:

= G.f.cosa + k.F ± G.sina ± d_i.J +n.Y.Q

Khi chạy ổn định P_j=0 (lực cản quán tính), xe khách nên P_m=0 (lực cản kéo moóc), trên đường bằng a=0.

® = G.f. + k.F

Để lập bảng tính lực kéo theo tốc độ cần sử dụng các công thức:

v = 0,377.; P_km= .M_T.i_hm =C. M_T.i_hm (KG )

Bảng: Tính lực kéo P_k theo tốc độ ôtô

n_T	580	696	812	928	1160	1392	1624	1856	1972
M_T	119,1	115,2	105,4	97,5	83,3	72,3	62,5	53,9	49,015
V₁	4,044	4,853	5,662	6,471	8,088	9,706	11,323	12,941	13,749
P_k1	5795,7	5605,9	5129,02	4744,6	4053,6	3518,3	3041,4	2622,9	2385,2
V₂	14,486	17,383	20,280	23,177	28,972	34,766	40,560	46,355	49,252
P_k2	1618,0	1565,0	1431,89	1324,56	1131,65	982,295	849,08	732,25	665,88
V₃	19,314	23,177	27,040	30,903	38,629	46,355	54,081	61,806	65,669
P_k3	1213,5	1173,77	1073,9	993,422	848,74	736,66	636,81	549,2	499,41
P_f	420	420	420	420	420	420	420	420	420
P_w	3,587	5,165	7,031	9,183	14,348	20,661	28,122	36,731	41,466
P_w+P_f	423,587	425,165	427,031	429,183	434,348	440,661	448,12	456,73	461,46
n_T	2320	2610	2900
M_T	49,015	48,286	46,492
V₁	16,176	18,198	20,220
P_k1	2385,2	2349,7	2259,3
V₂	57,943	65,186	72,429
P_k2	665,88	655,98	630,75
V₃	77,258	86,915	96,572
P_k3	499,41	491,98	473,06
P_f	420	420	420
P_w	57,392	72,637	89,675
P_w+P_f	477,39	492,637	509,675

Đồ thị cân bằng lực kéo.

3- Xác định chỉ tiêu về nhân tố động lực học D

Xác định nhân tố động lực học D khi ôtô chở định mức

a. Phương trình nhân tố động lực học D khi ôtô chở tải định mức

Dạng khai triển: D = = =Y±j

b. Đồ thị nhân tố động lực học:

D_m=;

m= 1¸3 Là chỉ số ứng với số truyền đang tính

Bảng: Nhân tố động lực học D theo tốc độ

n_T	580	696	812	928	1160	1392	1624	1856	1972
V₁	4,044	4,853	5,662	6,471	8,088	9,706	11,323	12,941	13,749
P_k1	5795,7	5605,9	5129,02	4744,6	4053,6	3518,3	3041,4	2622,9	2385,2
P_w1	0,157	0,226	0,308	0,403	0,629	0,906	1,233	1,610	1,818
D₁	0,345	0,334	0,305	0,282	0,241	0,209	0,189	0,156	0,142
V₂	14,486	17,383	20,280	23,177	28,972	34,766	40,560	46,355	49,252
P_k2	1618,0	1565,0	1431,89	1324,56	1131,65	982,295	849,08	732,25	665,88
P_w2	2,017	2,905	3,954	5,165	8,07	11,622	15,818	20,661	23,342
D₂	0,096	0,093	0,084	0,078	0,066	0,057	0,049	0,042	0,038
V₃	19,314	23,177	27,040	30,903	38,629	46,355	54,081	61,806	65,669
P_k3	1213,5	1173,77	1073,9	993,422	848,74	736,66	636,81	549,2	499,41
P_w3	3,587	5,165	7,03	9,182	14,348	20,661	28,122	36,73	41,465
D₃	0,072	0,069	0,063	0,058	0,049	0,042	0,036	0,031	0,027

n_T	2320	2610	2900
V₁	16,176	18,198	20,220
P_k1	2385,2	2349,7	2259,3
P_w1	2,516	3,184	3,931
D₁	0,142	0,139	0,134
V₂	57,943	65,186	72,429
P_k2	665,88	655,98	630,75
P_w2	32,283	40,858	50,442
D₂	0,037	0,036	0,035
V₃	77,258	86,915	96,572
P_k3	499,41	491,98	473,06
P_w3	57,392	72,636	89,675
D₃	0,026	0,025	0,023

Đồ thị D:

4- Xác định khả năng tăng tốc của ôtô.

A- Xác định gia tốc của ôtô.

a. Biểu thức xác định gia tốc.

( m/s² )

Khi ôtô chuyển động trên đường bằng ta có công thức tính gia tốc:

( m/s² )

Trong đó:

m: Chỉ số tương ứng với số truyền đang tính, m = 1 ¸ n (n là cấp số của hộp số chính).

D: Nhân tố động lực học khi ôtô chở đủ tải.

g: Gia tốc trọng trường, g = 10 ^m/_s².

f: Hệ số cản lăn

d_i: Hệ số kể đến ảnh hưởng của khối lượng quay được tính theo công thức sau.

Bảng: xác định d_i.

Số truyền Thông số	I	II	III
i_h	3,582	1	0,75
i_h²	12,831	1	0,5625
	1,692	1,1	1,078

b. Lập đồ thị xác định gia tốc của ôtô

Bảng: Tính gia tốc của ôtô theo các số truyền_’

V₁	4,044	4,853	5,662	6,471	8,088	9,706	11,323	12,941	13,749
D₁	0,345	0,334	0,305	0,282	0,241	0,209	0,189	0,156	0,142
J₁	1,891	1,824	1,656	1,521	1,278	1,089	0,922	0,774	0,690
V₂	14,486	17,383	20,280	23,177	28,972	34,766	40,560	46,355	49,252
D₂	0,096	0,093	0,084	0,078	0,066	0,057	0,049	0,042	0,038
J₂	0,647	0,618	0,545	0,486	0,380	0,297	0,224	0,157	0,120
V₃	19,314	23,177	27,040	30,903	38,629	46,355	54,081	61,806	65,669
D₃	0,072	0,069	0,063	0,058	0,049	0,042	0,036	0,031	0,027
J₃	0,436	0,413	0,357	0,311	0,228	0,163	0,104	0,051	0,021

V₁	16,176	18,198	20,220
D₁	0,142	0,139	0,134
J₁	0,690	0,677	0,645
V₂	57,943	65,186	72,429
D₂	0,037	0,036	0,035
J₂	0,115	0,105	0,086
V₃	77,258	86,915	96,572
D₃	0,026	0,0255	0,025
J₃	0,012	0,003	0

Đồ thị gia tốc

B- Xác định thời gian tăng tốc.

a. Biểu thức xác định thời gian tăng tốc.

Để xác định thời gian tăng tốc ta dùng phương pháp gần đúng.

b. Xây dựng đồ thị thời gian tăng tốc.

Lập bảng tính biểu thức 1/j_mrồi xây dựng đồ thị gia tốc ngược

( m =1k).Trên đồ thị gia tốc ngược chia khoảng từ V_min ¸ 0,95V_max làm k khoảng đều nhau, lấy một khoảng thứ i ta có F_i=V_i.1/j_tbi (mm² ).

J_tbi=

V_i- là khoảng vận tốc thứ i; iđược lấy từ V_min¸ 0,95V_max.

V₁=V₁-V_min; V₂=V₂-V₁;

Thứ nguyên V (km/h ); j (m/s² ); t ( s );

Vận dụng công thức tính các ô diện tích có:

Bảng: Trị số gia tốc ngược của ôtô:

V₁	4,044	4,853	5,662	6,471	8,088	9,706	11,323	12,941	13,749
J₁	1,891	1,824	1,656	1,521	1,278	1,089	0,922	0,774	0,690
1/J₁	0,528	0,548	0,603	0,657	0,782	0,917	1,084	1,29	1,447
V₂	14,486	17,383	20,280	23,177	28,972	34,766	40,560	46,355	49,252
J₂	0,647	0,618	0,545	0,486	0,380	0,297	0,224	0,157	0,120
1/J₂	1,545	1,618	1,833	2,054	2,626	3,356	4,471	6,337	8,303
V₃	19,314	23,177	27,040	30,903	38,629	46,355	54,081	61,806	65,669
J₃	0,436	0,413	0,357	0,311	0,228	0,163	0,104	0,051	0,021
1/J₃	2,293	2,419	2,799	3,210	4,37	6,119	9,599	19,59	47,733

V₁	16,176	18,198	20,220
J₁	0,690	0,677	0,645
1/J₁	1,447	1,475	1,548
V₂	57,943	65,186	72,429
J₂	0,115	0,105	0,086
1/J₂	8,651	9,471	11,527
V₃	77,258	86,915	96,572
J₃	0,012	0,003	0
1/J₃	82,257	333,3

Bảng: Tính thời gian tăng tốc của ôtô

v	10,23	20,46	30,69	40,92	51,15	61,38	71,61	81,84	92,15
Khoảng diện tích F_i	0,00	8,55	10,20	11,67	12,05	8,96	20,35	22,29	25,46
Khoảng thời gian t(s)	0,00	2,37	2,83	3,24	3,35	2,49	6,21	7,58	8,58
Thời gian tăng tốc t (s)	0,00	2,37	5,21	8,45	11,79	14,28	17,49	22,07	27,01

Dựa vào số liệu v và t trong bảng ta xây dựng được đồ thị thời gian tăng tốc:

C-Xác định quãng đường tăng tốc của ôtô.

1/Biểu thức xác định quãng đường tăng tốc.

áp dụng công thức:

Dùng phương pháp tính tích phân gần đúng:

Dựa vào đồ thị t-v, chia thành k khoảng từ v_minđến 0,95.v_maxlấy một khoảng thứ i bất kì;

áp dụng công thức sau để tính quãng đường tăng tốc.

Dt_i: Khoảng thời gian thứ i, i lấy từ v_minđến 0,95.v_max

Lập bảng tính quãng đường tăng tốc dựa vào công thức trên.

Dt₁=t₂-t₁; Dt₂=t₃-t₂; …..

v_tbi=

Thứ nguyên của s: m

Bảng: Tính quãng đường tăng tốc của ôtô.

V	10,23	20,46	30,69	40,92	51,15	61,38	71,61	81,84	92,15
Khoảng diện tích F_i	0,00	20,43	51,73	91,59	125	109,9	323,1	468,9	631,8
Thời gian tăng tốc t (s)	0,00	2,37	5,21	8,45	11,79	14,28	17,49	22,07	27,01
Khoảng quãng đường DS (m)	0,00	5,67	14,37	25,44	34,72	30,55	89,74	130,3	175,5
Quãng đường tăng tốc s(m)	0,00	5,67	25,04	40,49	60,21	90,65	150,5	230,7	326,3

Chương 3

Thiết kế tính toán hộp số

I. Các kích thước cơ sở:

a. Khoảng cách trục được tính theo công thức kinh nghiệm:

a_v=k_a.(mm)

Trong đó:

k_a là hệ số kinh nghiệm, chọn k_a= 17 đối với ôtô buýt.

Þ a_v=17.= 180,202 mm.

chọn theo tiêu chuẩn à a_v= 180 mm.

b. bề rộng răng: b_v

Bề rộng làm việc của răng b_v= (0,19¸0,23)a_w

Giá trị trung bình đối với hộp số 3 trục: b_v= 0,22.a_w

b_v= 0,22.180 = 39,6 mm.

c. Mô đun

Mô đun pháp tuyến m_ncủa các bánh răng trong hộp số thường chọn theo kinh nghiệm. Với xe bus chạy trong thành phố ta chọn:

m_n= 5 (mm)- với bánh răng nghiêng.

m_n= 5,5 (mm)- với bánh răng thẳng.

d. Góc nghiêng răng b

Với xe cần thiết kế ta chọn b=25^o. Lựa chọn giá trị b cần đảm bảo độ êm dịu làm việc và một số điều kiện khác như ăn khớp đúng, khả năng truyền lực…

e. Số răng Z

đối với hộp số 3 trục, trừ số lùi và số truyền thẳng, được tạo nên bởi 2 cặp bánh răng.

i_a= ; i_i= ; i_hi= i_a.i_i;

với i_a là tỉ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trục trung gian.

Số lượng răng của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp được chọn theo điều kiện không cắt chân răng tức là Z_a³13, ta chọn Z_a= 23 răng.

Số lượng răng của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp xác định theo công thức:

Z_a’= - Z_a

Z_a’ = - 23

= 42,25.

àchọn Z_a’= 42 răng.

Khi đó i_a= ;

i_a= 1,826.

Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài số ở các số truyền khác nhau của hộp số:

Với tay số 1: i_g1=

i_g1 = 1,961;

Với tay số 2: i_g2=

i_g2= 0,548;

Với tay số 3: i_g3= .

i_g3 = 0,411;

Với tay số lùi: i_gl=

i_gl = 2,354;

Xác định số lượng răng của các bánh răng dẫn động gài số ở trục trung gian khi giữ khoảng cách trục a không thay đổi:

Bánh răng gài số 1:

Z_g1=

= 22,03

àchọn Z_g1= 22 răng.

Bánh răng gài số 2:

Z_g2=

= 42,15

àchọn Z_g2= 42 răng

Bánh răng gài số 3:

Z_g3=

= 46,24

àchọn Z_g3= 46 răng

Xác định số lượng răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp:

Z_g1’= Z_g1.i_g1

= 22.1,961 = 43,14

àchọn Z_g1’= 43 răng.

Z_g2’= Z_g2.i_g2

= 42.0,548 = 23,02.

àchọn Z_g2’= 23 răng.

Z_g3’= Z_g3.i_g3

= 46.0,411 = 18,9.

àchọn Z_g3’= 19 răng.

Xác định số lượng răng của các bánh răng số lùi:

i_l = = 4,298.

Z_L = 9,347

àchọn Z_L= 9 răng. à Z_L’= Z_L.i_a = 16 răng.

g. Xác định lại tỷ số truyền của hộp số:

i_h1 =

= = 3.569

i_h2 =

= = 1

i_h3 =

= = 0,754

h. Tính chính xác khoảng cách giữa các trục:

với cặp bánh răng luôn ăn khớp:

a_w =

= = 179,298

với cặp bánh răng số 1:

a₁ =

= = 179,298

với cặp bánh răng số 2:

a₂ =

= = 179,298

với cặp bánh răng số 3:

a₃ =

= = 179,298

nhận xét:

sau khi tính khoảng cách trục ta có kết quả:

a_w = a₁ = a₂ = a₃ = 179,298 mm.

Chọn khoảng cách chính xác của trục là: a = 179,298 mm.

g. Xác định các thông số cơ bản của các cặp bánh răng:

* Các cặp bánh răng đều là nghiêng không dịch chỉnh

· Cặp bánh răng số 1

- Tỉ số truyền:

i =

= = 1,955.

- Mô đun pháp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước pháp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Góc nghiêng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mô đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kính vòng tròn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.22 = 121,374 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.43 = 237,231 mm.

- Đường kính vòng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 121,374 + 2.5 = 131,374 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 237,231 + 2.5 = 247,231 mm.

- Đường kính vòng đáy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 121,374 - 2,5.5 = 108,874 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 237,231 - 2,5.5 = 224,731 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cách trục: a_w = 179 mm.

- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bánh răng số 2

- Tỉ số truyền:

i =

= = 0,548.

- Mô đun pháp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước pháp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Góc nghiêng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mô đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kính vòng tròn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.42 = 231,714 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.23 = 126,891 mm.

- Đường kính vòng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 231,714 + 2.5 = 241,714 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 126,891 + 2.5 = 136,891 mm.

- Đường kính vòng đáy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 231,714 - 2,5.5 = 219,214 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 126,891 - 2,5.5 = 114,391 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cách trục: a_w = 179 mm.

- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bánh răng số 3

- Tỉ số truyền:

i =

= = 0,413.

- Mô đun pháp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước pháp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Góc nghiêng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mô đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kính vòng tròn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.46 = 253,782 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.19 = 104,823 mm.

- Đường kính vòng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 253,782 + 2.5 = 263,782 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 104,823 + 2.5 = 114,823 mm.

- Đường kính vòng đáy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 253,782 - 2,5.5 = 241,282 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 104,823 - 2,5.5 = 92,323 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cách trục: a_w = 179 mm.

- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp

- Tỉ số truyền:

i =

= = 1,826.

- Mô đun pháp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước pháp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Góc nghiêng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mô đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kính vòng tròn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.23 = 126,891 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.42 = 231,714 mm.

- Đường kính vòng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 126,891 + 2.5 = 136,891 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 231,714 + 2.5 = 241,714 mm.

- Đường kính vòng đáy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 126.891 - 2,5.5 = 114,391 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 231,714 - 2,5.5 = 219,214 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cách trục: a_w = 179 mm.

- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bánh răng số lùi

- Tỉ số truyền:

i =

= = 4,464.

- Mô đun pháp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước pháp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Góc nghiêng của răng:

cosb =

= = 0,656.

® b = 49⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 23,942 mm.

- Mô đun mặt đầu:

m_s=

= = 7,621 mm.

- Đường kính vòng tròn chia:

d₁= m_s.Z_L

= 7,621.9 = 68,589 mm.

d₂= m_s.Z_L’

= 7,621.16 = 121,936 mm.

- Đường kính vòng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 68,589 + 2.5 = 78,589 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 121,936 + 2.5 = 131,936 mm.

- Đường kính vòng đáy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 68,589 - 2,5.5 = 56,089 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 121,936 - 2,5.5 = 109,436 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cách trục: a_w = 179 mm.

- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: a_n=a_o=20⁰

II. Tính toán sức bền hộp số:

1. Chế độ tải trọng để tính toán hộp số:

a. mô men truyền đến các trục hộp số

· Trục sơ cấp

- Mô men truyền đến từ động cơ:

M_s= M_T= 119,106 KGm =1191,06 Nm.

- Mô men theo bám từ bánh xe truyền đến:

M^s_j_max=

= 878,29 Nm.

àchọn M^s_j_max = 878,29 Nm.

· Trục trung gian

- Mô men truyền từ động cơ tới trục trung gian:

M_tg = M_T.i_a

= 1191,06.1,826 = 2174,87 Nm.

- Mô men theo bám từ bánh xe truyền đến:

M^s_j_max=

= 1598,49.

· Trục thứ cấp

- Mô men truyền đến trục thứ cấp:

Tay số 1: M_tc¹ = M_T.i_h1 = 1191,06.3,569 = 4250,89 Nm.

Tay số 2: M_tc² = M_T.i_h2 = 1191,06.1 = 1191,06 Nm.

Tay số 3: M_tc³= M_T.i_h3 = 1191,06.0,754 = 898,05 Nm.

- Mô men theo bám từ bánh xe truyền đến:

M^s_j_max=

= 3134,64.

Trong đó:

i_a: tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp.

i_o: tỷ số truyền của truyền lực chính.

j_max: hệ số bám lớn nhất (j_max = 0,8).

G_j: trọng lượng bám của ôtô.

Sau khi tính toán mô men truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính và mô men tính theo bám từ bánh xe truyền đến, mô men nào nhỏ ta dùng tính toán sức bền và kí hiệu là M_t.

b. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng:

· Đối với cặp bánh răng cho số truyền 1:

- Lực vòng

P₁ =

= = 51,65 KN.

- Lực hướng kính

R₁ =

= = 40,31 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 51,65.tg25⁰ = 24,08 KN.

· Đối với cặp bánh răng cho số truyền 2:

- Lực vòng

P₁ =

= = 18,77 KN.

- Lực hướng kính

R₁ =

= = 14,65 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 18,77.tg25⁰ = 8,75 KN.

· Đối với cặp bánh răng cho số truyền 3:

- Lực vòng

P₁ =

= = 17,13 KN.

- Lực hướng kính

R₁ =

= = 13,37 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 17,13.tg25⁰ = 7,99 KN.

· Đối với cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp:

- Lực vòng

P₁ =

= = 25,19 KN.

- Lực hướng kính

R₁ =

= = 19,66 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 25,19.tg25⁰ = 11,75 KN.

· Đối với cặp bánh răng số lùi:

- Lực vòng

P₁ =

= = 46,611 KN.

- Lực hướng kính

R₁ =

= = 14,747 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 46,611.tg49⁰ = 53,62 KN.

c, Chọn vật liệu cho bánh răng là 35XM và được tôi cải thiện, có ứng suất:

(350 ¸ 850 MN/m²) với bánh răng số 1 và số 2.

(150 ¸ 400 MN/m²) với các bánh răng số 3, 4 và 5.

(300 ¸ 1200 MN/m²) với bánh răng số lùi.

2. Tính bền bánh răng:

a. Tính sức bền uốn:

s_u = K_đ.K_ms.K_c.K_tp.K_gc.

Trong đó:

P: là lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính.

b_w: là chiều rộng làm việc của vành răng.

m_ntb: là mô đun pháp tuyến ở tiết diện trung bình.

y: là hệ số dạng răng.

K_đ: là hệ số tải trọng động bên ngoài. (Đối với ôtô vận tải K_đ = 2,0 ¸ 2,5).

K_ms: là hệ số tính đến ma sát. (Đối với bánh răng chủ động K_ms = 1,1; đối với bánh răng bị động K_ms = 0,9).

K_c: là hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phường pháp lắp bánh răng lên trục. (Đối với cặp bánh răng ở trục sơ cấp, K_c = 1,2; đối với cặp bánh răng ở trục thứ cấp, K_c = 1,1; đối với cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp, K_c = 1).

K_tp: là hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây nên. (K_tp = 1,1 ¸ 1,3).

K_gc: là hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng do phương pháp gia công gây nên. (Nếu góc lượn được mài, K_gc = 1; nếu góc lượn không được mài, K_gc = 1,1).

K_b: là hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bền của răng.

· Đối với cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp ta có:

P = 25,19.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bánh răng nghiêng để xác định được y và K_b ta tính số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 30,89.

Z_td= 31; x = 0 ày = 0,13; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 1,6 ® K_b= 1,42;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,484.10³ MN/m².

s_u= 484 MN/m² < 850 MN/m², do đó thoả mãn điều kiện sức bền uốn.

· Đối với cặp bánh răng số 1 ta có:

P = 51,65.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bánh răng nghiêng để xác định được y và K_b ta tính số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 29,55.

Z_td= 30; x = 0 ày = 0,13; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 2 ® K_b= 1,8;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,783.10³ MN/m².

s_u= 783 MN/m² < 850 MN/m², do đó thoả mãn điều kiện sức bền uốn.

· Đối với cặp bánh răng số 2 ta có:

P = 18,77.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bánh răng nghiêng để xác định được y và K_b ta tính số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 30,89.

Z_td= 31; x = 0 ày = 0,13; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 1,6 ® K_b= 1,42;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,361.10³ MN/m².

s_u= 361 MN/m² < 850 MN/m², do đó thoả mãn điều kiện sức bền uốn.

· Đối với cặp bánh răng số 3 ta có:

P = 17,13.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bánh răng nghiêng để xác định được y và K_b ta tính số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 25,5.

Z_td= 26; x = 0 ày = 0,125; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 1,6 ® K_b= 1,42;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,342.10³ MN/m².

s_u= 342 MN/m² < 400 MN/m², do đó thoả mãn điều kiện sức bền uốn.

b. Tính sức bền tiếp xúc

Công thức tính sức bền tiếp xúc:

s_tx=0,418.cosb.

Trong đó:

b: là góc nghiêng của răng.

P: là lực vòng.

E: là mô đun đàn hồi, lấy E = 2.8,81(MN/m²).

b’: là chiều dài tiếp xúc của răng.

r₁, r₂: là bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động.

a: là góc ăn khớp.

Đối với ôtô có bánh răng nghiêng: [s_tx] = 1000 ¸ 2500 MN/m²

· Đối với cặp bánh răng số 1 ta có:

b = 25^o; P₁= 51,65.10^-3 MN; b’= = 43,45.10^-3 mm; r₁= 60,7.10^-3 m;

r₂= 118,6.10^-3 m

às_tx= 0,418.cos25.

= 1626,04 MN/m², thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

· Đối với cặp bánh răng số 2 ta có:

b= 25^o; P₁= 18,77 KN; b’= 43,45.10^-3 m; r₁= 115,9.10^-3 m;

r₂= 63,4.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos25.

= 970,22 MN/m², thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

· Đối với cặp bánh răng số 3 ta có:

b= 25^o; P₁= 17,13 KN; b’= 43,45.10^-3 m; r₁= 126,891.10^-3 m;

r₂= 52,41.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos25.

= 974,25 MN/m², thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

· Đối với cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp ta có:

b= 25^o; P₁= 25,19 KN; b’= 43,45.10^-3 m; r₁= 63,4.10^-3 m;

r₂= 115,9.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos25.

= 1124,05 MN/m², thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

· Đối với cặp bánh răng số lùi ta có:

b= 49^o; P₁= 46,611 KN; b’= 48,52.10^-3 m; r₁= 34,295.10^-3 m;

r₂= 60,968.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos49.

= 1431,18 MN/m², thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

III. Tính Trục

1. Chọn sơ bộ kích thước các trục

· Đối với trục sơ cấp: d₁= 10,6.

= 10,6.= 112,36 mm.

Ta lấy d₁= 110 mm.

· Trục trung gian:

d₂= 0,45.a_w

= 0,45.179 = 80,55 mm.

Ta lấy d₂= 80 mm.

Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thoả mãn điều kiện:

d₂/l₂= (0,16¸0,18) à l₂ = 500 mm.

· Trục thứ cấp: tính tương tự như trục trung gian:

d₃=0,45.a_w= 0,45.179 = 80,55 mm.

Ta lấy d₃= 80 mm.

Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thoả mãn điều kiện:

d₃/l₃= (0,18¸0,21) à l₃= 444 mm.

2. Tính trục về sức bền

a. Đối với trục thứ cấp

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A + x_C - x_B= 0.

åM_A(X) = x_B.a - x_C.(a+b) = 0.

åY = y_A + y_C + y_B= 0.

åM_A(y) = y_B.a + y_C.(a+b) + z_B. = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b và c theo xe tham khảo. Khi đó giải các hệ trên ta có các phản lực tại các gối đỡ:

· Với cặp bánh luôn luôn ăn khớp:

x_B = 10,28; y_B = 4,13; z_B = 4,79; a = 40; b = 30;

® x_A = 4,406; y_A = 6,16; x_C = 5,874; y_C = - 10,29;

y_C mang dấu ‘-‘ tức chiều của nó ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XC = M_YC = M_YA = 0;

M_XB = x_A.40 = 176,24;

M_YB = - y_A.40 = - 246,4;

Tại B có bước nhảy do có lực dọc trục:

M^’_YB = z_B.= 303,904;

Vẽ biểu đồ mô men tại tay số này.Ta tính ứng suất uấn tại các tiết diện nguy hiểm:

Ta có:

M_u===302,94 KNm.

s_u= ;

W_u= 0,1.d³= 0,1.( 110.10^-3)³= 456.10^-6 m³.

s_u= 456452 KN/m² < [s_u]= 500¸700(kG/cmm²)

M_x= 1598,49 Nm;

W_x= 0,2.d³= 0,2.110.10^-3m³

à t_x= = 1234 KN/m².

s_th=

s_th< [s_th]=500¸700(kG/cm²) thoả mãn điều kiện bền.

b. Đối với trục trung gian có tay số 1 và 2:

· Với cặp bánh răng số 1 làm việc:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A - x_C+ x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_C.a- x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_C - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_C.a- y_D.(a+b)- z_C. + z_D. = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b, c và d theo xe tham khảo.

x_C = 19,62; y_C = 7,88; z_C = 9,15;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 210; b = 70; c = 30;

® x_A = 6,474; y_A = 4,059; x_E = - 14,964; y_E = 7,611;

Dấu ‘-‘ cho thấy x_E có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XC = x_A.210 = 1359,54 KNm;

M_YC = - y_A.210 = - 852,39 KNm;

M_XD = x_A.280 - x_C.70 = - 439,32 KNm;

M_YD = - y_A.280 + y_C.70 - z_C.115,857 = - 1140,19 KNm;

Tại C và D có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1010,63 KNm;

M’_YC = - z_C.118,616 = - 1085,33 KNm;

Vẽ biểu đồ mô men, ta tính ứng suất uấn tại các tiết diện nguy hiểm:

M_u1===443,74(Nm)

M_u2===648,37(Nm)

s_u= M_u/W_u ;

W_u= 0,1.d³= 0,1.(35.10^-3)³= 4,28.10^-6(m³).

s_u1= 443,74/4,28.10^-6= 103,67(KN/m²)

s_u2= 648,37/4,28.10^-6= 159,9(KN/m²)

M_x= 139,13(Nm);

W_x= 0,2.d³= 0,2.4,28.10^-6(m³)

à t_x=139,13/0,2.4,28.10^-6=16,25(KN/m²)

s_th=

s_th< [s_th]=500¸700(kG/cm²) thoả mãn điều kiện bền.

· Với cặp bánh răng số 2 làm việc:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A - x_B + x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_B.a - x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_B - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_B.a- y_D.(a+b)- z_B.+ z_D. = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b, c và d theo xe tham khảo.

x_B = 10,28; y_B = 4,13; z_B = 4,79;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 60; b = 220; c = 30;

® x_A = 4,513; y_A = 3,269; x_E = - 3,663; y_E = 12,151;

Dấu ‘-‘ cho thấy x_E có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XB = x_A.60 = 270,78 KNm;

M_YB= - y_A.60 = - 196,14 KNm;

M_XD = x_A.280 - x_B.220 = - 997,96 KNm;

M_YD = - y_A.280 + y_B.220 - z_B.63,446 = - 310,624 KNm;

Tại C và D có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1010,63 KNm;

M’_YC = - z_C.118,616 = - 1085,33 KNm;

c. Đối với trục sơ cấp:

· Với cặp bánh răng số 1:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A + x_B + x_E - x_F = 0.

åM_A(X) = - x_B.a - x_E.(a+b) +x_F.(a+b+c) = 0.

åY = y_A + y_B + y_E - y_F = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b)+y_B.a- z_E.- y_F.(a+b+c) = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b, c và d theo xe tham khảo.

x_E = 19,62; y_E = 7,88; z_E = 9,15;

x_F = 6,16; y_F = 4,046;

a = 3100; b = 525; c = 555;

® x_A = 10,41; y_A = - 1,195; x_B = - 25,984; y_B = - 0,525;

Dấu ‘-‘ cho thấy x_B, y_B, y_A có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XF = M_YF = M_YA = 0;

M_XE = x_F.30 = 121,38 KNm;

M_YB= - y_F.30 = - 184,8 KNm;

Tại F có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YF = z_F.60,656 = 555,272 KNm;

· Với cặp bánh răng số 2:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A + x_B + x_D - x_F = 0.

åM_A(X) = - x_B.a - x_D.(a+b) +x_F.(a+b+c) = 0.

åY = y_A + y_B + y_D - y_F = 0.

åM_A(y) = y_B.a+y_D.(a+b)- z_D. - y_F.(a+b+c) = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_D = 10,28; y_D = 4,13; z_D = 4,79;

x_F = 6,16; y_F = 4,046;

a = 310; b = 65; c = 180;

® x_A = - 1,042; y_A = - 5,793; x_B = - 5,192; y_B = 7,823;

Dấu ‘-‘ cho thấy các lực có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XF = M_YF = M_YA = 0;

M_XD = x_F.180 = 728,8 KNm;

M_YD= - y_F.180 = - 1108,8 KNm;

Tại D có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YD = - z_D.115,857 = - 554,955 KNm;

· Với cặp bánh răng số 3:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A + x_B + x_C- x_F = 0.

åM_A(X) = - x_B.a - x_C.(a+b) +x_F.(a+b+c) = 0.

åY = y_A + y_B + y_C - y_F = 0.

åM_A(y) = y_B.a+y_C.(a+b)- z_C.- y_F.(a+b+c) = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_C = 9,39; y_C = 3,77; z_C =4,38;

x_F = 6,16; y_F = 4,046;

a = 310; b = 40; c = 205;

® x_A = - 1,986; y_A = - 6,175; x_B = - 3,358; y_B = 8,565;

Dấu ‘-‘ cho thấy các lực có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XF = M_YF = M_YA = 0;

M_XC = x_F.205 = 829,43 KNm;

M_YC= - y_F.205 = - 1262,8 KNm;

Tại D có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YC = - z_C.126,891 = - 513,4 KNm;

Vẽ biểu đồ mô men tác dụng lên trục.Ta tính ứng suất uấn tại các tiết diện nguy hiểm:

Ta có: : M_u===326,67(Nm)

s_u=M_u/W_u ;

W_u=0,1.d³= 0,1.(60.10^-3)³

s_u1= =159,05(KN/m²) .

M_x=186,6(Nm);

W_x= 0,2.d³=0,2. 0,1.(60.10^-3)³ (m³)

à t_x=186,6/0,2. 0,1.(60.10^-3)³ = 4,5(KN/m²)

s_th=

d. Đối với trục trung gian có tay số lùi và số 3:

· Với cặp bánh răng số lùi:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A - x_C+ x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_C.a - x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_C - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_C.a- y_D.(a+b)- z_C. + z_D. = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_C = 46,611; y_C = 14,747; z_C = 53,62;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 215; b = 70; c = 30;

® x_A = - 13,01; y_A = 30,557; x_E = - 14,831; y_E = 8,27;

Dấu ‘-‘ cho thấy các lực có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XC = - x_A.215 = - 2797,15 KNm;

M_YC= - y_A.215 = - 6569,755 KNm;

M_XD = - x_A.285 + x_C.70 = - 445,08 KNm;

M_YD = - y_A.280 - y_C.220 - z_C.60,968 = - 13010,14 KNm;

Tại C và D có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1013,75 KNm;

M’_YC = z_C.60,968 = 3269,104 KNm;

Vẽ biểu đồ mômen lực ta có:

Ta có: : M_u=== 13547(Nm)

s_u=M_u/W_u ;

W_u=0,1.d³= 0,1.(60.10^-3)³

s_u1= =9,05(KN/m²) .

M_x=159,849(Nm);

W_x= 0,2.d³=0,2. 0,1.(60.10^-3)³ (m³)

à t_x=159,849/0,2. 0,1.(60.10^-3)³ = 4,1(KN/m²)

s_th=

· Với cặp bánh răng số 3:

Ta có phương trình lực tác dụng và phương trình mô men:

åX = x_A - x_B + x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_B.a - x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_B - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_B.a- y_D.(a+b)- z_B.+ z_D. = 0.

Với kích thước bề rộng các bánh răng, các ổ bi theo tính toán, ta lấy các kích thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_B = 22,73; y_B = 9,13; z_B = 10,6;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 45; b = 240; c = 30;

® x_A = - 17,695; y_A = - 24,794; x_E = 13,735; y_E = 8,124;

Dấu ‘-‘ cho thấy các lực có chiều ngược với chiều đã chọn ban đầu.

Tính mô men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XB = - x_A.45 = - 796,28 KNm;

M_YB= y_A.45 = 1115,73 KNm;

M_XD = - x_A.285 + x_B.240 = 421,8 KNm;

M_YD = y_A.280 - y_B.220 - z_B.63,446 = 4319,528 KNm;

Tại B và D có bước nhảy do có lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1013,749 KNm;

M’_YB = - z_B.52,41 = - 555,56 KNm;

3. Tính độ võng và góc xoay trục:

Ta tiến hành kiểm tra tại bánh răng số 1, vì tại số 1 trục chịu các lực tác dụng lớn nhất. Sơ đồ tính toán độ võng và góc xoay tại vị trí bánh răng số 1:

Độ võng của trục sơ cấp tại bánh răng luôn luôn ăn khớp được xác định:

f_a= (R_a+C_z’).- Q₁.

Với E là mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo trục:

E= 2,2.9,81.10^-2(N/mm²).

J là mômen quán tính của tiết diện trục,

= = 594580(mm⁴)

f_a= (2,78.10³+4,6.10³){20²(20+60)/3.21,58.584580.10^-2}- 3,11.10³.28,87.20.(2.60+3.20)/621,58.10^-2.594580

= 0,0392(mm).

Góc xoay của trục tại vị trí bánh răng luôn luôn ăn khớp:

g_a= (R_a+C_z’).- Q₁.

g_a= (2,78.10³+4,6.10³){20.(2.20+3.60)/6.21,58.584580.10^-2}- 3,11.10³.28,87.20.(60+3.20)/3.21,58.10^-2.594580

= 0,0013762(rad).

Độ võng của trục thứ cấp tại vị trí bánh răng gài số 1:

f₁=R₁.- Q₁.

f₁= 0,05713(mm).

J =

= =73624(mm⁴)

Góc xoay của trục thứ cấp tại vị trí bánh răng số 1:

g₁= .R₁- Q₁..r₁

= 0,001179(rad).

IÑ. Tính chọn ổ bi

Ổ bi được lựa chọn theo hệ số khả năng làm việc của nó:

C = R_td.K₁.K_d.R_t.(n_t.h_t)^0,3

Trong đó:

K₁ là hệ số kể đến vòng nào quay, ở cầu vòng trong quay ta lấy K₁=1, đối với loại ổ bi khác K₁=1,35.

K_d là hệ số tải trọng động K_d=1.

K_t là hệ số ảnh hưởng của chế độ nhiệt độ đến độ bền lâu của ổ bi. Do làm việc ở nhiệt độ dưới 125^o ta lấy K_t=1.

n_t số vòng quay của ổ tương ứng với tốc độ chuyển động trung bình của ôtô ở số truyền thẳng. Với ôtô buýt v_tb=30 ¸ 35 km/h

n_t =

= = 1401 v/phút.

h_t là thời gian làm việc của ổ lăn (h)

h_t = .

với s là quãng đường chạy của ôtô giữa hai kỳ đại tu (km). Với ôtô khách ta chọn: s = 160000(km)

à h_t = = 4571 h.

R_tdlực tương đương tác dụng lên ổ:

Trong đó:

a₁, a₂,… a_n là hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở các số truyền đã cho. Tra bảng I-12 ta có: a₁= 10, a₂= 4,167, a₃= 2,041.

b₁, b₂, b₃, b_n hệ số vòng quay tính bằng tỉ số vòng quay của ổ lăn ở các số truyền 1, 2 . . n với số vòng quay tính toán n_t.

b₁=n₁/n_t; b₂=n₂/n_t;… b_n=n_n/n_t

b₁= 810/1401 = 0,578; b₂= 2900/1401 = 2,069;

b₃= 3846/1401 = 2,745;

n_sơcấp= 2900 v/p.

n₁= n_sơcấp/i_h1= 2900/3,582 = 810 v/p.

n₂= n_sơcấp/i_h2= 2900/1 = 2900 v/p.

n₃= n_sơcấp/i_h3= 2900/0,754 = 3846 v/p.

Số vòng quay tính toán n_t ở trục trung gian ta phải tính thông qua tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp nghĩa là:

n_t^tg= n_t/i_a= 1401/1,826 = 767 v/p.

hệ số vòng quay b^tg₁; b^tg₂; b^tg₃ ; b^tg₄ được tính:

b^tg₁= 810/767 = 1,056;

b^tg₂= 2900/767 = 3,781;

b^tg₃= 3846/767 = 5,014;

1- Tính cho trục trung gian có tay số 1 và 2:

-Tính tải trọng quy dẫn tác dụng lên hai ổ tại hai gối đỡ

Tại E:

R_q1 =

= = 16,788 KN.

R_q2 =

= = 12,691 KN.

Tại A:

R_q1 =

= = 7,641 KN.

R_q2 =

= = 5,572 KN.

Tính lực tương đương tại gối đỡ E và A:

R^E_tđ =

= 32,665.

R^A_tđ =

= 14,678.

Như vậy trên trục trung gian còn có lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 14,678.

R^E_tđ = 32,665.

Tính hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục trung gian:

Ta có tại E:

C = 32,665.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 3597,638.

Tại A:

C = 14,678.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 1616,596.

Từ trị số C tính được ta tra trong TTTKHDĐCK ta có loại ổ:

Kí hiệu 66410 với d=50, D=140 là ổ bi đỡ chặn ở tại E

Kí hiệu 7211 với d=50, D=100 là ổ bi đũa côn ở tại A

2- Tính cho trục trung gian có tay số Lùi và 3:

-Tính tải trọng quy dẫn tác dụng lên hai ổ tại hai gối đỡ

Tại E:

R_q1 =

= = 15,958 KN.

R_ql =

= = 16,981 KN.

Tại A:

R_q1 =

= = 30,461 KN.

R_ql =

= = 33,211 KN.

Tính lực tương đương tại gối đỡ E và A:

R^E_tđ =

= 34,268.

R^A_tđ =

= 66,273.

Như vậy trên trục trung gian còn có lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 66,273.

R^E_tđ = 34,268.

Tính hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục trung gian:

Ta có tại E:

C = 34,268.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 3774,188.

Tại A:

C = 66,273.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 7299,136.

Từ trị số C tính được ta tra trong TTTKHDĐCK ta có loại ổ:

Kí hiệu 66410 với d=50, D=140 là ổ bi đỡ chặn ở tại E

Kí hiệu 7211 với d=50, D=100 là ổ bi đũa côn ở tại A

3- Tính ổ bi trên trục thứ cấp:

- tính tải trọng quy dẫn tác dụng lên hai ổ:

Tại C:

R_q1 =

= = 11,848 KN.

Tại A:

R_q1 =

= = 7,573 KN.

Tính lực tương đương tại gối đỡ C và A:

R^C_tđ =

= 20,065.

R^A_tđ =

= 12,826.

Như vậy trên trục trung gian còn có lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 20,065.

R^C_tđ = 12,826.

Tính hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục trung gian:

Ta có tại C:

C = 12,826.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 1412,622.

Tại A:

C = 20,065.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 2209,906.

Từ trị số C tính được ta tra trong TTTKHDĐCK ta có loại ổ:

Kí hiệu 3200 với d=40, D=80 là ổ đũa trụ ngắn đỡ ở tại A.

Kí hiệu 46218 với d=90, D=170 là ổ bi đỡ chặn ở tại C.

4- Tính cho trục sơ cấp có tay số 1, 2 và 3:

-Tính tải trọng quy dẫn tác dụng lên hai ổ tại hai gối đỡ

Tại B:

R_q1 =

= = 25,989 KN.

R_q2 =

= = 9,389 KN.

R_q3 =

= = 9,199 KN

Tại A:

R_q1 =

= = 10,478 KN.

R_q2 =

= = 5,886 KN.

R_q3 =

= = 6,487 KN.

Tính lực tương đương tại gối đỡ B và A:

R^B_tđ =

= 45,053.

R^A_tđ =

= 19,695.

Như vậy trên trục trung gian còn có lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 19,695.

R^B_tđ = 45,053.

Tính hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục sơ cấp:

Ta có tại B:

C = 45,053.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 4962.

Tại A:

C = 19,695.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 2169,156.

Từ trị số C tính được ta tra trong TTTKHDĐCK ta có loại ổ:

Kí hiệu 66412 với d=60, D=155 là ổ bi đỡ chặn ở tại B

Kí hiệu 214 với d=70, D=125 là ổ bi đỡ ở tại A

Ñ. Vật liệu chế tạo các chi tiết trong hộp số

1, Vật liệu chế tạo bánh răng:

Vật liệu chế tạo bánh răng là 40X với chế độ nhiệt luyện là tôi cải thiện.

2,Vật liệu chế tạo trục hộp số:

Vật liệu chế tạo trục hộp số là thép 45, có tôi cao tần với độ sâu 1,5¸5 mm.

3, vật liệu chế tạo vỏ hộp số:

Vật liệu chế tạo vỏ hộp số là GX32-15.

Chương 3

Thiết kế tớnh toỏn hộp số

I. Cỏc kớch thước cơ sở:

a. Khoảng cỏch trục được tớnh theo cụng thức kinh nghiệm:

a_v=k_a.(mm)

Trong đú:

k_a là hệ số kinh nghiệm, chọn k_a= 17 đối với ụtụ buýt.

Þ a_v=17.= 180,202 mm.

chọn theo tiờu chuẩn à a_v= 180 mm.

b. bề rộng răng: b_v

Bề rộng làm việc của răng b_v= (0,19¸0,23)a_w

Giỏ trị trung bỡnh đối với hộp số 3 trục: b_v= 0,22.a_w

b_v= 0,22.180 = 39,6 mm.

c. Mụ đun

Mụ đun phỏp tuyến m_ncủa cỏc bỏnh răng trong hộp số thường chọn theo kinh nghiệm. Với xe bus chạy trong thành phố ta chọn:

m_n= 5 (mm)- với bỏnh răng nghiờng.

m_n= 5,5 (mm)- với bỏnh răng thẳng.

d. Gúc nghiờng răng b

Với xe cần thiết kế ta chọn b=25^o. Lựa chọn giỏ trị b cần đảm bảo độ ờm dịu làm việc và một số điều kiện khỏc như ăn khớp đỳng, khả năng truyền lực…

e. Số răng Z

đối với hộp số 3 trục, trừ số lựi và số truyền thẳng, được tạo nờn bởi 2 cặp bỏnh răng.

i_a= ; i_i= ; i_hi= i_a.i_i;

với i_a là tỉ số truyền của cặp bỏnh răng dẫn động trục trung gian.

Số lượng răng của cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp được chọn theo điều kiện khụng cắt chõn răng tức là Z_a³13, ta chọn Z_a= 23 răng.

Số lượng răng của bỏnh răng bị động của cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp xỏc định theo cụng thức:

Z_a’= - Z_a

Z_a’ = - 23

= 42,25.

àchọn Z_a’= 42 răng.

Khi đú i_a= ;

i_a= 1,826.

Tỉ số truyền của cỏc cặp bỏnh răng được gài số ở cỏc số truyền khỏc nhau của hộp số:

Với tay số 1: i_g1=

i_g1 = 1,961;

Với tay số 2: i_g2=

i_g2= 0,548;

Với tay số 3: i_g3= .

i_g3 = 0,411;

Với tay số lựi: i_gl=

i_gl = 2,354;

Xỏc định số lượng răng của cỏc bỏnh răng dẫn động gài số ở trục trung gian khi giữ khoảng cỏch trục a khụng thay đổi:

Bỏnh răng gài số 1:

Z_g1=

= 22,03

àchọn Z_g1= 22 răng.

Bỏnh răng gài số 2:

Z_g2=

= 42,15

àchọn Z_g2= 42 răng

Bỏnh răng gài số 3:

Z_g3=

= 46,24

àchọn Z_g3= 46 răng

Xỏc định số lượng răng của cỏc bỏnh răng bị động trờn trục thứ cấp:

Z_g1’= Z_g1.i_g1

= 22.1,961 = 43,14

àchọn Z_g1’= 43 răng.

Z_g2’= Z_g2.i_g2

= 42.0,548 = 23,02.

àchọn Z_g2’= 23 răng.

Z_g3’= Z_g3.i_g3

= 46.0,411 = 18,9.

àchọn Z_g3’= 19 răng.

Xỏc định số lượng răng của cỏc bỏnh răng số lựi:

i_l = = 4,298.

Z_L = 9,347

àchọn Z_L= 9 răng. à Z_L’= Z_L.i_a = 16 răng.

g. Xỏc định lại tỷ số truyền của hộp số:

i_h1 =

= = 3.569

i_h2 =

= = 1

i_h3 =

= = 0,754

h. Tớnh chớnh xỏc khoảng cỏch giữa cỏc trục:

với cặp bỏnh răng luụn ăn khớp:

a_w =

= = 179,298

với cặp bỏnh răng số 1:

a₁ =

= = 179,298

với cặp bỏnh răng số 2:

a₂ =

= = 179,298

với cặp bỏnh răng số 3:

a₃ =

= = 179,298

nhận xột:

sau khi tớnh khoảng cỏch trục ta cú kết quả:

a_w = a₁ = a₂ = a₃ = 179,298 mm.

Chọn khoảng cỏch chớnh xỏc của trục là: a = 179,298 mm.

g. Xỏc định cỏc thụng số cơ bản của cỏc cặp bỏnh răng:

* Cỏc cặp bỏnh răng đều là nghiờng khụng dịch chỉnh

· Cặp bỏnh răng số 1

- Tỉ số truyền:

i =

= = 1,955.

- Mụ đun phỏp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước phỏp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Gúc nghiờng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mụ đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kớnh vũng trũn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.22 = 121,374 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.43 = 237,231 mm.

- Đường kớnh vũng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 121,374 + 2.5 = 131,374 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 237,231 + 2.5 = 247,231 mm.

- Đường kớnh vũng đỏy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 121,374 - 2,5.5 = 108,874 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 237,231 - 2,5.5 = 224,731 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cỏch trục: a_w = 179 mm.

- Gúc ăn khớp ở tiết diện phỏp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bỏnh răng số 2

- Tỉ số truyền:

i =

= = 0,548.

- Mụ đun phỏp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước phỏp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Gúc nghiờng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mụ đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kớnh vũng trũn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.42 = 231,714 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.23 = 126,891 mm.

- Đường kớnh vũng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 231,714 + 2.5 = 241,714 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 126,891 + 2.5 = 136,891 mm.

- Đường kớnh vũng đỏy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 231,714 - 2,5.5 = 219,214 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 126,891 - 2,5.5 = 114,391 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cỏch trục: a_w = 179 mm.

- Gúc ăn khớp ở tiết diện phỏp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bỏnh răng số 3

- Tỉ số truyền:

i =

= = 0,413.

- Mụ đun phỏp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước phỏp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Gúc nghiờng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mụ đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kớnh vũng trũn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.46 = 253,782 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.19 = 104,823 mm.

- Đường kớnh vũng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 253,782 + 2.5 = 263,782 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 104,823 + 2.5 = 114,823 mm.

- Đường kớnh vũng đỏy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 253,782 - 2,5.5 = 241,282 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 104,823 - 2,5.5 = 92,323 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cỏch trục: a_w = 179 mm.

- Gúc ăn khớp ở tiết diện phỏp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp

- Tỉ số truyền:

i =

= = 1,826.

- Mụ đun phỏp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước phỏp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Gúc nghiờng của răng:

cosb =

= = 0,9078.

® b = 25⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 17,332 mm.

- Mụ đun mặt đầu:

m_s=

= = 5,517 mm.

- Đường kớnh vũng trũn chia:

d₁= m_s.Z₁

= 5,517.23 = 126,891 mm.

d₂= m_s.Z₂

= 5,517.42 = 231,714 mm.

- Đường kớnh vũng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 126,891 + 2.5 = 136,891 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 231,714 + 2.5 = 241,714 mm.

- Đường kớnh vũng đỏy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 126.891 - 2,5.5 = 114,391 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 231,714 - 2,5.5 = 219,214 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cỏch trục: a_w = 179 mm.

- Gúc ăn khớp ở tiết diện phỏp tuyến: a_n=a_o=20⁰

· Cặp bỏnh răng số lựi

- Tỉ số truyền:

i =

= = 4,464.

- Mụ đun phỏp tuyến:

m_n= 5,0 mm.

- Bước phỏp tuyến:

t_n= P.m_n

= 3,14.5 = 15,708 mm.

- Gúc nghiờng của răng:

cosb =

= = 0,656.

® b = 49⁰

- Bước mặt đầu:

t_s= P.m_s= 23,942 mm.

- Mụ đun mặt đầu:

m_s=

= = 7,621 mm.

- Đường kớnh vũng trũn chia:

d₁= m_s.Z_L

= 7,621.9 = 68,589 mm.

d₂= m_s.Z_L’

= 7,621.16 = 121,936 mm.

- Đường kớnh vũng đỉnh:

D_d1= d₁+2m_n

= 68,589 + 2.5 = 78,589 mm.

D_d2= d₂+2m_n

= 121,936 + 2.5 = 131,936 mm.

- Đường kớnh vũng đỏy:

D_c1= d₁-2,5m_n

= 68,589 - 2,5.5 = 56,089 mm.

D_c2= d₂-2,5m_n

= 121,936 - 2,5.5 = 109,436 mm.

- Chiều cao răng:

h =2,25.m_n

= 2,25.5 = 11,25 mm.

- Chiều rộng vành răng:

b_w = 0,22.179 = 39,38 mm.

- Khoảng cỏch trục: a_w = 179 mm.

- Gúc ăn khớp ở tiết diện phỏp tuyến: a_n=a_o=20⁰

II. Tớnh toỏn sức bền hộp số:

1. Chế độ tải trọng để tớnh toỏn hộp số:

a. mụ men truyền đến cỏc trục hộp số

· Trục sơ cấp

- Mụ men truyền đến từ động cơ:

M_s= M_T= 119,106 KGm =1191,06 Nm.

- Mụ men theo bỏm từ bỏnh xe truyền đến:

M^s_j_max=

= 878,29 Nm.

àchọn M^s_j_max = 878,29 Nm.

· Trục trung gian

- Mụ men truyền từ động cơ tới trục trung gian:

M_tg = M_T.i_a

= 1191,06.1,826 = 2174,87 Nm.

- Mụ men theo bỏm từ bỏnh xe truyền đến:

M^s_j_max=

= 1598,49.

· Trục thứ cấp

- Mụ men truyền đến trục thứ cấp:

Tay số 1: M_tc¹ = M_T.i_h1 = 1191,06.3,569 = 4250,89 Nm.

Tay số 2: M_tc² = M_T.i_h2 = 1191,06.1 = 1191,06 Nm.

Tay số 3: M_tc³= M_T.i_h3 = 1191,06.0,754 = 898,05 Nm.

- Mụ men theo bỏm từ bỏnh xe truyền đến:

M^s_j_max=

= 3134,64.

Trong đú:

i_a: tỷ số truyền của cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp.

i_o: tỷ số truyền của truyền lực chớnh.

j_max: hệ số bỏm lớn nhất (j_max = 0,8).

G_j: trọng lượng bỏm của ụtụ.

Sau khi tớnh toỏn mụ men truyền từ động cơ đến chi tiết đang tớnh và mụ men tớnh theo bỏm từ bỏnh xe truyền đến, mụ men nào nhỏ ta dựng tớnh toỏn sức bền và kớ hiệu là M_t.

b. Lực tỏc dụng lờn cỏc cặp bỏnh răng:

· Đối với cặp bỏnh răng cho số truyền 1:

- Lực vũng

P₁ =

= = 51,65 KN.

- Lực hướng kớnh

R₁ =

= = 40,31 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 51,65.tg25⁰ = 24,08 KN.

· Đối với cặp bỏnh răng cho số truyền 2:

- Lực vũng

P₁ =

= = 18,77 KN.

- Lực hướng kớnh

R₁ =

= = 14,65 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 18,77.tg25⁰ = 8,75 KN.

· Đối với cặp bỏnh răng cho số truyền 3:

- Lực vũng

P₁ =

= = 17,13 KN.

- Lực hướng kớnh

R₁ =

= = 13,37 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 17,13.tg25⁰ = 7,99 KN.

· Đối với cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp:

- Lực vũng

P₁ =

= = 25,19 KN.

- Lực hướng kớnh

R₁ =

= = 19,66 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 25,19.tg25⁰ = 11,75 KN.

· Đối với cặp bỏnh răng số lựi:

- Lực vũng

P₁ =

= = 46,611 KN.

- Lực hướng kớnh

R₁ =

= = 14,747 KN.

- Lực chiều trục:

Q₁ = P₁.tgb

= 46,611.tg49⁰ = 53,62 KN.

c, Chọn vật liệu cho bỏnh răng là 35XM và được tụi cải thiện, cú ứng suất:

(350 ¸ 850 MN/m²) với bỏnh răng số 1 và số 2.

(150 ¸ 400 MN/m²) với cỏc bỏnh răng số 3, 4 và 5.

(300 ¸ 1200 MN/m²) với bỏnh răng số lựi.

2. Tớnh bền bỏnh răng:

a. Tớnh sức bền uốn:

s_u = K_đ.K_ms.K_c.K_tp.K_gc.

Trong đú:

P: là lực vũng tỏc dụng lờn chi tiết đang tớnh.

b_w: là chiều rộng làm việc của vành răng.

m_ntb: là mụ đun phỏp tuyến ở tiết diện trung bỡnh.

y: là hệ số dạng răng.

K_đ: là hệ số tải trọng động bờn ngoài. (Đối với ụtụ vận tải K_đ = 2,0 ¸ 2,5).

K_ms: là hệ số tớnh đến ma sỏt. (Đối với bỏnh răng chủ động K_ms = 1,1; đối với bỏnh răng bị động K_ms = 0,9).

K_c: là hệ số tớnh đến độ cứng vững của trục và phường phỏp lắp bỏnh răng lờn trục. (Đối với cặp bỏnh răng ở trục sơ cấp, K_c = 1,2; đối với cặp bỏnh răng ở trục thứ cấp, K_c = 1,1; đối với cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp, K_c = 1).

K_tp: là hệ số tớnh đến tải trọng động phụ do sai số cỏc bước răng khi gia cụng gõy nờn. (K_tp = 1,1 ¸ 1,3).

K_gc: là hệ số tớnh đến ứng suất tập trung ở cỏc gúc lượn của răng do phương phỏp gia cụng gõy nờn. (Nếu gúc lượn được mài, K_gc = 1; nếu gúc lượn khụng được mài, K_gc = 1,1).

K_b: là hệ số tớnh đến ảnh hưởng của độ trựng khớp hướng chiều trục đối với sức bền của răng.

· Đối với cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp ta cú:

P = 25,19.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bỏnh răng nghiờng để xỏc định được y và K_b ta tớnh số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 30,89.

Z_td= 31; x = 0 ày = 0,13; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 1,6 ® K_b= 1,42;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,484.10³ MN/m².

s_u= 484 MN/m² < 850 MN/m², do đú thoả món điều kiện sức bền uốn.

· Đối với cặp bỏnh răng số 1 ta cú:

P = 51,65.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bỏnh răng nghiờng để xỏc định được y và K_b ta tớnh số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 29,55.

Z_td= 30; x = 0 ày = 0,13; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 2 ® K_b= 1,8;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,783.10³ MN/m².

s_u= 783 MN/m² < 850 MN/m², do đú thoả món điều kiện sức bền uốn.

· Đối với cặp bỏnh răng số 2 ta cú:

P = 18,77.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bỏnh răng nghiờng để xỏc định được y và K_b ta tớnh số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 30,89.

Z_td= 31; x = 0 ày = 0,13; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 1,6 ® K_b= 1,42;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,361.10³ MN/m².

s_u= 361 MN/m² < 850 MN/m², do đú thoả món điều kiện sức bền uốn.

· Đối với cặp bỏnh răng số 3 ta cú:

P = 17,13.10^-3 MN; b_w = 39,38.10^-3 m; m_ntb = 5,517.10^-3 m.

Đối với bỏnh răng nghiờng để xỏc định được y và K_b ta tớnh số răng tương đương (Z_tđ):

Z_tđ =

= = 25,5.

Z_td= 26; x = 0 ày = 0,125; K_d= 2; K_ms= 1,1; K_c= 1;K_tp= 1,1; K_gc= 1; e = 1,6 ® K_b= 1,42;

à s_u = 2.1,1.1.1,1.1.

= 0,342.10³ MN/m².

s_u= 342 MN/m² < 400 MN/m², do đú thoả món điều kiện sức bền uốn.

b. Tớnh sức bền tiếp xỳc

Cụng thức tớnh sức bền tiếp xỳc:

s_tx=0,418.cosb.

Trong đú:

b: là gúc nghiờng của răng.

P: là lực vũng.

E: là mụ đun đàn hồi, lấy E = 2.8,81(MN/m²).

b’: là chiều dài tiếp xỳc của răng.

r₁, r₂: là bỏn kớnh vũng lăn của bỏnh răng chủ động và bỏnh răng bị động.

a: là gúc ăn khớp.

Đối với ụtụ cú bỏnh răng nghiờng: [s_tx] = 1000 ¸ 2500 MN/m²

· Đối với cặp bỏnh răng số 1 ta cú:

b = 25^o; P₁= 51,65.10^-3 MN; b’= = 43,45.10^-3 mm; r₁= 60,7.10^-3 m;

r₂= 118,6.10^-3 m

às_tx= 0,418.cos25.

= 1626,04 MN/m², thoả món điều kiện bền tiếp xỳc.

· Đối với cặp bỏnh răng số 2 ta cú:

b= 25^o; P₁= 18,77 KN; b’= 43,45.10^-3 m; r₁= 115,9.10^-3 m;

r₂= 63,4.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos25.

= 970,22 MN/m², thoả món điều kiện bền tiếp xỳc

· Đối với cặp bỏnh răng số 3 ta cú:

b= 25^o; P₁= 17,13 KN; b’= 43,45.10^-3 m; r₁= 126,891.10^-3 m;

r₂= 52,41.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos25.

= 974,25 MN/m², thoả món điều kiện bền tiếp xỳc

· Đối với cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp ta cú:

b= 25^o; P₁= 25,19 KN; b’= 43,45.10^-3 m; r₁= 63,4.10^-3 m;

r₂= 115,9.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos25.

= 1124,05 MN/m², thoả món điều kiện bền tiếp xỳc.

· Đối với cặp bỏnh răng số lựi ta cú:

b= 49^o; P₁= 46,611 KN; b’= 48,52.10^-3 m; r₁= 34,295.10^-3 m;

r₂= 60,968.10^-3m.

às_tx= 0,418.cos49.

= 1431,18 MN/m², thoả món điều kiện bền tiếp xỳc.

III. Tớnh Trục

1. Chọn sơ bộ kớch thước cỏc trục

· Đối với trục sơ cấp: d₁= 10,6.

= 10,6.= 112,36 mm.

Ta lấy d₁= 110 mm.

· Trục trung gian:

d₂= 0,45.a_w

= 0,45.179 = 80,55 mm.

Ta lấy d₂= 80 mm.

Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thoả món điều kiện:

d₂/l₂= (0,16¸0,18) à l₂ = 500 mm.

· Trục thứ cấp: tớnh tương tự như trục trung gian:

d₃=0,45.a_w= 0,45.179 = 80,55 mm.

Ta lấy d₃= 80 mm.

Để đảm bảo độ cứng vững của trục cần thoả món điều kiện:

d₃/l₃= (0,18¸0,21) à l₃= 444 mm.

2. Tớnh trục về sức bền

a. Đối với trục thứ cấp

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A + x_C - x_B= 0.

åM_A(X) = x_B.a - x_C.(a+b) = 0.

åY = y_A + y_C + y_B= 0.

åM_A(y) = y_B.a + y_C.(a+b) + z_B. = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b và c theo xe tham khảo. Khi đú giải cỏc hệ trờn ta cú cỏc phản lực tại cỏc gối đỡ:

· Với cặp bỏnh luụn luụn ăn khớp:

x_B = 10,28; y_B = 4,13; z_B = 4,79; a = 40; b = 30;

® x_A = 4,406; y_A = 6,16; x_C = 5,874; y_C = - 10,29;

y_C mang dấu ‘-‘ tức chiều của nú ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XC = M_YC = M_YA = 0;

M_XB = x_A.40 = 176,24;

M_YB = - y_A.40 = - 246,4;

Tại B cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M^’_YB = z_B.= 303,904;

Vẽ biểu đồ mụ men tại tay số này.Ta tớnh ứng suất uấn tại cỏc tiết diện nguy hiểm:

Ta cú:

M_u===302,94 KNm.

s_u= ;

W_u= 0,1.d³= 0,1.( 110.10^-3)³= 456.10^-6 m³.

s_u= 456452 KN/m² < [s_u]= 500¸700(kG/cmm²)

M_x= 1598,49 Nm;

W_x= 0,2.d³= 0,2.110.10^-3m³

à t_x= = 1234 KN/m².

s_th=

s_th< [s_th]=500¸700(kG/cm²) thoả món điều kiện bền.

b. Đối với trục trung gian cú tay số 1 và 2:

· Với cặp bỏnh răng số 1 làm việc:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A - x_C+ x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_C.a- x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_C - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_C.a- y_D.(a+b)- z_C. + z_D. = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b, c và d theo xe tham khảo.

x_C = 19,62; y_C = 7,88; z_C = 9,15;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 210; b = 70; c = 30;

® x_A = 6,474; y_A = 4,059; x_E = - 14,964; y_E = 7,611;

Dấu ‘-‘ cho thấy x_E cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XC = x_A.210 = 1359,54 KNm;

M_YC = - y_A.210 = - 852,39 KNm;

M_XD = x_A.280 - x_C.70 = - 439,32 KNm;

M_YD = - y_A.280 + y_C.70 - z_C.115,857 = - 1140,19 KNm;

Tại C và D cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1010,63 KNm;

M’_YC = - z_C.118,616 = - 1085,33 KNm;

Vẽ biểu đồ mụ men, ta tớnh ứng suất uấn tại cỏc tiết diện nguy hiểm:

M_u1===443,74(Nm)

M_u2===648,37(Nm)

s_u= M_u/W_u ;

W_u= 0,1.d³= 0,1.(35.10^-3)³= 4,28.10^-6(m³).

s_u1= 443,74/4,28.10^-6= 103,67(KN/m²)

s_u2= 648,37/4,28.10^-6= 159,9(KN/m²)

M_x= 139,13(Nm);

W_x= 0,2.d³= 0,2.4,28.10^-6(m³)

à t_x=139,13/0,2.4,28.10^-6=16,25(KN/m²)

s_th=

s_th< [s_th]=500¸700(kG/cm²) thoả món điều kiện bền.

· Với cặp bỏnh răng số 2 làm việc:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A - x_B + x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_B.a - x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_B - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_B.a- y_D.(a+b)- z_B.+ z_D. = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b, c và d theo xe tham khảo.

x_B = 10,28; y_B = 4,13; z_B = 4,79;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 60; b = 220; c = 30;

® x_A = 4,513; y_A = 3,269; x_E = - 3,663; y_E = 12,151;

Dấu ‘-‘ cho thấy x_E cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XB = x_A.60 = 270,78 KNm;

M_YB= - y_A.60 = - 196,14 KNm;

M_XD = x_A.280 - x_B.220 = - 997,96 KNm;

M_YD = - y_A.280 + y_B.220 - z_B.63,446 = - 310,624 KNm;

Tại C và D cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1010,63 KNm;

M’_YC = - z_C.118,616 = - 1085,33 KNm;

c. Đối với trục sơ cấp:

· Với cặp bỏnh răng số 1:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A + x_B + x_E - x_F = 0.

åM_A(X) = - x_B.a - x_E.(a+b) +x_F.(a+b+c) = 0.

åY = y_A + y_B + y_E - y_F = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b)+y_B.a- z_E.- y_F.(a+b+c) = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b, c và d theo xe tham khảo.

x_E = 19,62; y_E = 7,88; z_E = 9,15;

x_F = 6,16; y_F = 4,046;

a = 3100; b = 525; c = 555;

® x_A = 10,41; y_A = - 1,195; x_B = - 25,984; y_B = - 0,525;

Dấu ‘-‘ cho thấy x_B, y_B, y_A cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XF = M_YF = M_YA = 0;

M_XE = x_F.30 = 121,38 KNm;

M_YB= - y_F.30 = - 184,8 KNm;

Tại F cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YF = z_F.60,656 = 555,272 KNm;

· Với cặp bỏnh răng số 2:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A + x_B + x_D - x_F = 0.

åM_A(X) = - x_B.a - x_D.(a+b) +x_F.(a+b+c) = 0.

åY = y_A + y_B + y_D - y_F = 0.

åM_A(y) = y_B.a+y_D.(a+b)- z_D. - y_F.(a+b+c) = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_D = 10,28; y_D = 4,13; z_D = 4,79;

x_F = 6,16; y_F = 4,046;

a = 310; b = 65; c = 180;

® x_A = - 1,042; y_A = - 5,793; x_B = - 5,192; y_B = 7,823;

Dấu ‘-‘ cho thấy cỏc lực cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XF = M_YF = M_YA = 0;

M_XD = x_F.180 = 728,8 KNm;

M_YD= - y_F.180 = - 1108,8 KNm;

Tại D cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YD = - z_D.115,857 = - 554,955 KNm;

· Với cặp bỏnh răng số 3:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A + x_B + x_C- x_F = 0.

åM_A(X) = - x_B.a - x_C.(a+b) +x_F.(a+b+c) = 0.

åY = y_A + y_B + y_C - y_F = 0.

åM_A(y) = y_B.a+y_C.(a+b)- z_C.- y_F.(a+b+c) = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_C = 9,39; y_C = 3,77; z_C =4,38;

x_F = 6,16; y_F = 4,046;

a = 310; b = 40; c = 205;

® x_A = - 1,986; y_A = - 6,175; x_B = - 3,358; y_B = 8,565;

Dấu ‘-‘ cho thấy cỏc lực cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XF = M_YF = M_YA = 0;

M_XC = x_F.205 = 829,43 KNm;

M_YC= - y_F.205 = - 1262,8 KNm;

Tại D cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YC = - z_C.126,891 = - 513,4 KNm;

Vẽ biểu đồ mụ men tỏc dụng lờn trục.Ta tớnh ứng suất uấn tại cỏc tiết diện nguy hiểm:

Ta cú: : M_u===326,67(Nm)

s_u=M_u/W_u ;

W_u=0,1.d³= 0,1.(60.10^-3)³

s_u1= =159,05(KN/m²) .

M_x=186,6(Nm);

W_x= 0,2.d³=0,2. 0,1.(60.10^-3)³ (m³)

à t_x=186,6/0,2. 0,1.(60.10^-3)³ = 4,5(KN/m²)

s_th=

d. Đối với trục trung gian cú tay số lựi và số 3:

· Với cặp bỏnh răng số lựi:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A - x_C+ x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_C.a - x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_C - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_C.a- y_D.(a+b)- z_C. + z_D. = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_C = 46,611; y_C = 14,747; z_C = 53,62;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 215; b = 70; c = 30;

® x_A = - 13,01; y_A = 30,557; x_E = - 14,831; y_E = 8,27;

Dấu ‘-‘ cho thấy cỏc lực cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XC = - x_A.215 = - 2797,15 KNm;

M_YC= - y_A.215 = - 6569,755 KNm;

M_XD = - x_A.285 + x_C.70 = - 445,08 KNm;

M_YD = - y_A.280 - y_C.220 - z_C.60,968 = - 13010,14 KNm;

Tại C và D cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1013,75 KNm;

M’_YC = z_C.60,968 = 3269,104 KNm;

Vẽ biểu đồ mụmen lực ta cú:

Ta cú: : M_u=== 13547(Nm)

s_u=M_u/W_u ;

W_u=0,1.d³= 0,1.(60.10^-3)³

s_u1= =9,05(KN/m²) .

M_x=159,849(Nm);

W_x= 0,2.d³=0,2. 0,1.(60.10^-3)³ (m³)

à t_x=159,849/0,2. 0,1.(60.10^-3)³ = 4,1(KN/m²)

s_th=

· Với cặp bỏnh răng số 3:

Ta cú phương trỡnh lực tỏc dụng và phương trỡnh mụ men:

åX = x_A - x_B + x_D + x_E = 0.

åM_A(X) = x_B.a - x_D.(a+b) - x_E.(a+b+c) = 0.

åY = y_A - y_B - y_D + y_E = 0.

åM_A(y) = y_E.(a+b+c)- y_B.a- y_D.(a+b)- z_B.+ z_D. = 0.

Với kớch thước bề rộng cỏc bỏnh răng, cỏc ổ bi theo tớnh toỏn, ta lấy cỏc kớch thước a, b và c theo xe tham khảo.

x_B = 22,73; y_B = 9,13; z_B = 10,6;

x_D = 18,77; y_D = 7,54; z_D = 8,75;

a = 45; b = 240; c = 30;

® x_A = - 17,695; y_A = - 24,794; x_E = 13,735; y_E = 8,124;

Dấu ‘-‘ cho thấy cỏc lực cú chiều ngược với chiều đó chọn ban đầu.

Tớnh mụ men uốn:

M_XA = M_XE = M_YE = M_YA = 0;

M_XB = - x_A.45 = - 796,28 KNm;

M_YB= y_A.45 = 1115,73 KNm;

M_XD = - x_A.285 + x_B.240 = 421,8 KNm;

M_YD = y_A.280 - y_B.220 - z_B.63,446 = 4319,528 KNm;

Tại B và D cú bước nhảy do cú lực dọc trục:

M’_YD = z_D.115,857 = 1013,749 KNm;

M’_YB = - z_B.52,41 = - 555,56 KNm;

3. Tớnh độ vừng và gúc xoay trục:

Ta tiến hành kiểm tra tại bỏnh răng số 1, vỡ tại số 1 trục chịu cỏc lực tỏc dụng lớn nhất. Sơ đồ tớnh toỏn độ vừng và gúc xoay tại vị trớ bỏnh răng số 1:

Độ vừng của trục sơ cấp tại bỏnh răng luụn luụn ăn khớp được xỏc định:

f_a= (R_a+C_z’).- Q₁.

Với E là mụ đun đàn hồi của vật liệu chế tạo trục:

E= 2,2.9,81.10^-2(N/mm²).

J là mụmen quỏn tớnh của tiết diện trục,

= = 594580(mm⁴)

f_a= (2,78.10³+4,6.10³){20²(20+60)/3.21,58.584580.10^-2}- 3,11.10³.28,87.20.(2.60+3.20)/621,58.10^-2.594580

= 0,0392(mm).

Gúc xoay của trục tại vị trớ bỏnh răng luụn luụn ăn khớp:

g_a= (R_a+C_z’).- Q₁.

g_a= (2,78.10³+4,6.10³){20.(2.20+3.60)/6.21,58.584580.10^-2}- 3,11.10³.28,87.20.(60+3.20)/3.21,58.10^-2.594580

= 0,0013762(rad).

Độ vừng của trục thứ cấp tại vị trớ bỏnh răng gài số 1:

f₁=R₁.- Q₁.

f₁= 0,05713(mm).

J =

= =73624(mm⁴)

Gúc xoay của trục thứ cấp tại vị trớ bỏnh răng số 1:

g₁= .R₁- Q₁..r₁

= 0,001179(rad).

IÑ. Tớnh chọn ổ bi

Ổ bi được lựa chọn theo hệ số khả năng làm việc của nú:

C = R_td.K₁.K_d.R_t.(n_t.h_t)^0,3

Trong đú:

K₁ là hệ số kể đến vũng nào quay, ở cầu vũng trong quay ta lấy K₁=1, đối với loại ổ bi khỏc K₁=1,35.

K_d là hệ số tải trọng động K_d=1.

K_t là hệ số ảnh hưởng của chế độ nhiệt độ đến độ bền lõu của ổ bi. Do làm việc ở nhiệt độ dưới 125^o ta lấy K_t=1.

n_t số vũng quay của ổ tương ứng với tốc độ chuyển động trung bỡnh của ụtụ ở số truyền thẳng. Với ụtụ buýt v_tb=30 ¸ 35 km/h

n_t =

= = 1401 v/phỳt.

h_t là thời gian làm việc của ổ lăn (h)

h_t = .

với s là quóng đường chạy của ụtụ giữa hai kỳ đại tu (km). Với ụtụ khỏch ta chọn: s = 160000(km)

à h_t = = 4571 h.

R_tdlực tương đương tỏc dụng lờn ổ:

Trong đú:

a₁, a₂,… a_n là hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở cỏc số truyền đó cho. Tra bảng I-12 ta cú: a₁= 10, a₂= 4,167, a₃= 2,041.

b₁, b₂, b₃, b_n hệ số vũng quay tớnh bằng tỉ số vũng quay của ổ lăn ở cỏc số truyền 1, 2 . . n với số vũng quay tớnh toỏn n_t.

b₁=n₁/n_t; b₂=n₂/n_t;… b_n=n_n/n_t

b₁= 810/1401 = 0,578; b₂= 2900/1401 = 2,069;

b₃= 3846/1401 = 2,745;

n_sơcấp= 2900 v/p.

n₁= n_sơcấp/i_h1= 2900/3,582 = 810 v/p.

n₂= n_sơcấp/i_h2= 2900/1 = 2900 v/p.

n₃= n_sơcấp/i_h3= 2900/0,754 = 3846 v/p.

Số vũng quay tớnh toỏn n_t ở trục trung gian ta phải tớnh thụng qua tỷ số truyền của cặp bỏnh răng luụn luụn ăn khớp nghĩa là:

n_t^tg= n_t/i_a= 1401/1,826 = 767 v/p.

hệ số vũng quay b^tg₁; b^tg₂; b^tg₃ ; b^tg₄ được tớnh:

b^tg₁= 810/767 = 1,056;

b^tg₂= 2900/767 = 3,781;

b^tg₃= 3846/767 = 5,014;

1- Tớnh cho trục trung gian cú tay số 1 và 2:

-Tớnh tải trọng quy dẫn tỏc dụng lờn hai ổ tại hai gối đỡ

Tại E:

R_q1 =

= = 16,788 KN.

R_q2 =

= = 12,691 KN.

Tại A:

R_q1 =

= = 7,641 KN.

R_q2 =

= = 5,572 KN.

Tớnh lực tương đương tại gối đỡ E và A:

R^E_tđ =

= 32,665.

R^A_tđ =

= 14,678.

Như vậy trờn trục trung gian cũn cú lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 14,678.

R^E_tđ = 32,665.

Tớnh hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục trung gian:

Ta cú tại E:

C = 32,665.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 3597,638.

Tại A:

C = 14,678.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 1616,596.

Từ trị số C tớnh được ta tra trong TTTKHDĐCK ta cú loại ổ:

Kớ hiệu 66410 với d=50, D=140 là ổ bi đỡ chặn ở tại E

Kớ hiệu 7211 với d=50, D=100 là ổ bi đũa cụn ở tại A

2- Tớnh cho trục trung gian cú tay số Lựi và 3:

-Tớnh tải trọng quy dẫn tỏc dụng lờn hai ổ tại hai gối đỡ

Tại E:

R_q1 =

= = 15,958 KN.

R_ql =

= = 16,981 KN.

Tại A:

R_q1 =

= = 30,461 KN.

R_ql =

= = 33,211 KN.

Tớnh lực tương đương tại gối đỡ E và A:

R^E_tđ =

= 34,268.

R^A_tđ =

= 66,273.

Như vậy trờn trục trung gian cũn cú lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 66,273.

R^E_tđ = 34,268.

Tớnh hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục trung gian:

Ta cú tại E:

C = 34,268.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 3774,188.

Tại A:

C = 66,273.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 7299,136.

Từ trị số C tớnh được ta tra trong TTTKHDĐCK ta cú loại ổ:

Kớ hiệu 66410 với d=50, D=140 là ổ bi đỡ chặn ở tại E

Kớ hiệu 7211 với d=50, D=100 là ổ bi đũa cụn ở tại A

3- Tớnh ổ bi trờn trục thứ cấp:

- tớnh tải trọng quy dẫn tỏc dụng lờn hai ổ:

Tại C:

R_q1 =

= = 11,848 KN.

Tại A:

R_q1 =

= = 7,573 KN.

Tớnh lực tương đương tại gối đỡ C và A:

R^C_tđ =

= 20,065.

R^A_tđ =

= 12,826.

Như vậy trờn trục trung gian cũn cú lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 20,065.

R^C_tđ = 12,826.

Tớnh hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục trung gian:

Ta cú tại C:

C = 12,826.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 1412,622.

Tại A:

C = 20,065.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 2209,906.

Từ trị số C tớnh được ta tra trong TTTKHDĐCK ta cú loại ổ:

Kớ hiệu 3200 với d=40, D=80 là ổ đũa trụ ngắn đỡ ở tại A.

Kớ hiệu 46218 với d=90, D=170 là ổ bi đỡ chặn ở tại C.

4- Tớnh cho trục sơ cấp cú tay số 1, 2 và 3:

-Tớnh tải trọng quy dẫn tỏc dụng lờn hai ổ tại hai gối đỡ

Tại B:

R_q1 =

= = 25,989 KN.

R_q2 =

= = 9,389 KN.

R_q3 =

= = 9,199 KN

Tại A:

R_q1 =

= = 10,478 KN.

R_q2 =

= = 5,886 KN.

R_q3 =

= = 6,487 KN.

Tớnh lực tương đương tại gối đỡ B và A:

R^B_tđ =

= 45,053.

R^A_tđ =

= 19,695.

Như vậy trờn trục trung gian cũn cú lực tương đương tại hai gối đỡ E và F là:

R^A_tđ = 19,695.

R^B_tđ = 45,053.

Tớnh hệ số khả năng làm việc của ổ bi ở trục sơ cấp:

Ta cú tại B:

C = 45,053.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 4962.

Tại A:

C = 19,695.1.1.1.(1401.4571)^0,3= 2169,156.

Từ trị số C tớnh được ta tra trong TTTKHDĐCK ta cú loại ổ:

Kớ hiệu 66412 với d=60, D=155 là ổ bi đỡ chặn ở tại B

Kớ hiệu 214 với d=70, D=125 là ổ bi đỡ ở tại A

Ñ. Vật liệu chế tạo cỏc chi tiết trong hộp số

1, Vật liệu chế tạo bỏnh răng:

Vật liệu chế tạo bỏnh răng là 40X với chế độ nhiệt luyện là tụi cải thiện.

2,Vật liệu chế tạo trục hộp số:

Vật liệu chế tạo trục hộp số là thộp 45, cú tụi cao tần với độ sõu 1,5¸5 mm.

3, vật liệu chế tạo vỏ hộp số:

Vật liệu chế tạo vỏ hộp số là GX32-15.

KẾT LUẬN

Sau quá trình làm việc khẩn trương và trách nhiệm với sự chỉ bảo tận tâm của thầy giáo: ……………, đến nay đồ án tốt nghiệp của em với đề tài: “Tính toán, thiết kế hộp số thuỷ cơ cho xe buýt” đã được hoàn thành.

Những yêu cầu mà đề tài đặt ra đã được phân chia thành các phần , các mục cụ thể trong đồ án và được sắp xếp một cách hệ thống, khoa học để giải quyết triệt để vấn đề đặt ra.

Phần tính toán, thiết kế các chi tiết hộp số được thực hiện tốt với sự tính toán và tra cứu chính xác dựa trên cơ sở khoa học là các tài liệu hướng dẫn và tham khảo.

Các phần còn lại được hoàn thành với sự kết hợp giữa những kiến thức đã học và nghiên cứu trong lý thuyết chuyên nghành cùng những kinh nghiệm thu nhận được trong thực tế khi đi thực tập tại cơ sở sửa chữa, bảo dưỡng xe ôtô, đã giúp em hoàn thành tốt bản đồ án tốt nghiệp nay.

Tuy nhiên do trình độ và khả năng còn hạn chế nên trong quá trình thực hiện nhiệm vụ không tránh khỏi còn sai sót. Em rất mong được các thầy trong bộ môn ôtô chỉ bảo tận tình để em có thêm hiểu biết và khắc phục trong quá trình công tác sau này.

Em xin chân thành cảm ơn.

Sinh viên thực hiện

…………………

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Phúc Hiểu.

Hướng dẫn thiết kế môn học “Kết cấu và tính toán ôtô quân sự -Tập 1.

Tính toán thiết kế ly hợp.

Học viện Kỹ thuật Quân sự 1998.

[2] Nguyễn Phúc Hiểu.

Hướng dẫn thiết kế môn học “ Kết cấu tính toán ôtô quân sự” - Tập II

Tính toán thiết kế hộp số.

Học viện kỹ thuật quân sự 1998.

[3] Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập 1.

NXB Giáo dục 2000.

[4] Vũ Đức Lập - Phạm Đình Vi.

Cấu tạo ô tô quân sự - Tập 1.

Học viện Kỹ thuật Quân sự 1995.

[5] Vũ Đức Lập - Phạm Đình Vi.

Cấu tạo ô tô quân sự (Hình vẽ) - Tập 1.

Học viện Kỹ thuật Quân sự 1995.

[6] Thái Nguyễn Bạch Liên.

Kết cấu và tính toán ôtô.

Nhà xuất bản giao thông vận tải 1984.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

Các đồ án/ tài liệu liên quan

	ĐỒ ÁN XÂY DỰNG QUY TRÌNH CHẨN ĐOÁN CÁC CỤM CHI TIẾT TRÊN Ô TÔ
	ĐỒ ÁN KHAI THÁC HỆ THỐNG TREO TRÊN XE HYUNDAI COUNTY
	ĐỒ ÁN KHAI THÁC HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC MT TRÊN XE ISUZU TROOPER
	ĐỒ ÁN XÂY DỰNG QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ SỬA CHỮA VỪA HỆ THỐNG PHANH XE MAZ-537
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ GARA BẢO DƯỠNG, SỬA CHỮA Ô TÔ BUÝT
	ĐỒ ÁN PHÂN TÍCH MỘT SỐ KẾT CẤU SỬ DỤNG TRÊN ÔTÔ HIỆN NAY
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ BỐ TRÍ CHUNG ÔTÔ TRỘN BÊ TÔNG TRÊN CƠ SỞ XE SÁT SI NHẬP KHẨU HINO
	ĐỒ ÁN KHẢO SÁT HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE TOYOTA VIOS
	ĐỒ ÁN KHẢO SÁT VÀ KIỂM NGHIỆM HỆ THỐNG PHANH ÔTÔ BUS THACO KINGLONG KB120SE
	ĐỒ ÁN NGHIÊN CỨU CƠ SỞ THIẾT KẾ HỘP SỐ TRÊN XE Ô TÔ

Ngân hàng Techcombank	Ngân hàng Vietcombank
Số tài khoản: 190.2999.4998.012 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Hoàng Quốc Việt - Hà Nôi	Số tài khoản: 0491.0000.93308 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Thăng Long - Hà Nôi

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ THỦY CƠ CHO XE BUS CHẠY TRONG THÀNH PHỐ TRÊN CƠ SỞ XE HUYNDAI

Cánh bơm

H6: Nguyên lý khuyếch đại mômen

Hình 7: Chức năng của khớp một chiều stato

Cơ cấu ly hợp khoá biến mô

H8: Nguyên lý của ly hợp khoá biến mô

H9: Đặc tính của biến mô

2.1 Hộp số hai trục

K

MT

V

b. bề rộng răng: bv

Bề rộng làm việc của răng bv= (0,19¸0,23)aw

Giá trị trung bình đối với hộp số 3 trục: bv= 0,22.aw

bv= 0,22.180 = 39,6 mm.

d. Góc nghiêng răng b

III. Tính Trục

IÑ. Tính chọn ổ bi

Ñ. Vật liệu chế tạo các chi tiết trong hộp số

b. bề rộng răng: bv

Bề rộng làm việc của răng bv= (0,19¸0,23)aw

Giỏ trị trung bỡnh đối với hộp số 3 trục: bv= 0,22.aw

bv= 0,22.180 = 39,6 mm.

d. Gúc nghiờng răng b

III. Tớnh Trục

IÑ. Tớnh chọn ổ bi

Ñ. Vật liệu chế tạo cỏc chi tiết trong hộp số

M_T

b. bề rộng răng: b_v

Bề rộng làm việc của răng b_v= (0,19¸0,23)a_w

Giá trị trung bình đối với hộp số 3 trục: b_v= 0,22.a_w

b_v= 0,22.180 = 39,6 mm.

b. bề rộng răng: b_v

Bề rộng làm việc của răng b_v= (0,19¸0,23)a_w

Giỏ trị trung bỡnh đối với hộp số 3 trục: b_v= 0,22.a_w

b_v= 0,22.180 = 39,6 mm.