MỤC LỤC

MỤC LỤC...1

Chương 1: TỔNG QUAN.. 2

1.1 Tình hình công nghiệp ô tô ở Việt Nam.. 2

1.2 Số lượng ô tô bán ra trong năm 2013. 3

1.3 Mục đích của đề tài 3

1.4 Tính cấp thiết của đề tài 3

1.5 Phương pháp nghiên cứu. 3

Chương 2:  GIỚI THIỆU HỘP SỐ Ô TÔ.. 4

2.1 Công dụng – yêu cầu – phân loại 4

2.1.1 Công dụng. 4

2.1.2 Yêu cầu của hộp số. 4

2.1.3 Phân loại hộp số. 4

2.2 Phân tích đặc điểm kết cấu hộp số ô tô. 5

2.2.1 Phân tích đặc điểm kết cấu theo số trục. 5

2.2.2 Phân tích đặc điểm kết cấu hộp số theo số cấp. 8

2.3 Xác định các thông số cơ bản của hộp số. 15

2.3.1 Các thông số cơ bản của hộp số. 15

2.3.2 Xác định kích thước cơ bản khác của hộp số. 16

2.4 Cơ cấu điều khiển hộp số. 26

2.4.1 Đặc điểm kết cấu cơ cấu điều khiển. 26

2.4.2 Đặc điểm kết cấu cơ cấu định vị 28

Chương 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE TẢI 3 TẤN LIFAN.. 29

Phần 1:  ĐO ĐẠC, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE TẢI 3 TẤN.. 29

3.1 Tổng quan. 29

3.1.1 Về cấu trúc hộp số. 29

3.1.2 Về tính toán. 29

3.2 Thiết bị đo và phương pháp đo bánh răng. 30

3.2.1 Thiết bị đo bánh răng. 30

3.2.2 Phương pháp đo bánh răng. 31

3.3 Đo và tính toán các thông số bánh răng. 31

3.3.1 Đo đạc và tính toán khoảng cách trục A.. 32

3.3.2 Đo đạc và tính toán thông số môđun. 34

3.3.3 Đo đạc và tính toán thông số góc nghiêng ... 38

3.4 Tính toán các thông số để thiết kế bánh răng. 46

3.4.1 Tính theo giá trị khoảng cách trục A.. 46

3.4.2 Tính theo giá trị của D_e để tìm hệ số .. 48

3.5 Tính toán các thông số then thân khai 56

Phần 2: TÍNH TOÁN HỘP SỐ ĐỐI VỚI XE TẢI 3 TẤN.. 60

3.6 Tính toán thiết kế bánh răng theo hộp số mẫu xe tải 3 tấn. 60

3.6.1 Sơ đồ cấu trúc bộ truyền động trong hộp số xe tải 60

3.6.2 Các thông số hình học của chi tiết bánh răng trong hộp số. 62

3.6.3  Cơ sở tính toán bánh răng trong hộp số. 64

3.7 Tính toán dung sai truyền động bánh răng. 79

3.7.1 Cơ sở tính toán. 79

3.7.2 Các kết quả tính toán dung sai 81

3.8 Các tính toán về trục. 82

3.8.1 Mở đầu. 82

3.8.2 Tải trọng trên trục. 83

3.8.3 Các tính toán trục. 90

3.8.4 Tính toán cụ thể cho xe tải 3 tấn LF-3070G1. 96

Chương 4: KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 116

TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 117

LỜI  NÓI ĐẦU

    Trong quá trình phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội, việc vận chuyển hàng hoá có vai trò to lớn. Với việc vận chuyển bằng ô tô có khả năng đáp ứng tốt hơn về nhiều mặt so với các phương tiện vận chuyển khác do đặc tính đơn giản, an toàn, cơ động. Trong các loại hình vận chuyển thì vận chuyển bằng  ô tô là loại hình thích hợp nhất khi vận chuyển trên các loại đường ngắn và trung bình. Ô tô có thể đến được nhiều vùng, nhiều khu vực địa điểm mà các phương tiện vận chuyển khác khó có thể thực hiện được. Ngày nay do nhu cầu vận chuyển hàng hoá tăng nhanh, mật độ vận chuyển lớn. Đồng thời cùng với sự mở rộng và phát triển đô thị ngày càng tăng nhanh thì vận chuyển bằng ô tô lại càng có ưu thế. ở các nước công nghiệp phát triển, công nghiệp ô tô là ngành kinh tế mũi nhọn. Trong khi đó ở nước ta ngành công nghiệp ô tô mới chỉ dừng lại ở mức khai thác, sử dụng, sửa chữa và bảo dưỡng. Những năm 1985 trở về trước các ô tô hoạt động ở Việt Nam đều là ô tô nhập ngoại với nhiều chủng loại do nhiều công ty ở các nước sản xuất. Từ những năm đầu thập kỷ 90 chúng ta thực hiện việc liên doanh, liên kết với các công ty nước ngoài. Nên ở Việt Nam hiện nay đã có 14 liên doanh đã và đang hoạt động như: TOYOTA, MERCEDES - BENZ VMC, DEAWOO, MITSUBISHI, NISSAN,  FORD...Ngoài  ra  còn  kể  đến  một  số  hãng  trong  nước  như:Trường  Hải, MeKong, Vinasuki, công ty ô tô 1-5, công ty ô tô 3-2... Tại những liên doanh này ô tô được lắp ráp trên các dây chuyền công nghệ hiện đại. Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đã chuyển sang một giai đoạn mới.

   Thông qua đó, em được khoa giao cho đồ án tốt nghiệp: “Tính toán thiết kế cụm hộp số chính lắp trên xe tải 3-5 tấn”

   Em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn thầy: ……………và thầy: …………… đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành thiết kế đề tài này. Xin cảm ơn các thầy cô, các cán bộ công nhân viên trong bộ môn Ô tô-Khoa Cơ khí Động lực đã tạo mọi điều kiện thuận lợi cho em trong quá trình học tập và thiết kế đề tài.

                                 Hưng yên, ngày … tháng … năm 20 …

                                  Sinh viên thực hiện

                                      ……………

Chương 1. TỔNG QUAN

1.1 Tình hình công nghiệp ô tô ở Việt Nam

   Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam được bắt đầu vào năm 1991 với sự xuất hiện của 2 công ty ô tô có vốn đầu tư trực tiếp nước ngoài (FDI) là Mekong và VMC. Sau hơn 15 năm hình thành và phát triển, đến nay đã có hơn 160 DN sản xuất lắp ráp ô tô ra đời, trong đó có tới gần 50 doanh nghiệp lắp ráp ô tô và con số này chưa dừng lại ở đây. Nền tảng của các doanh nghiệp ô tô trong nước là những doanh nghiệp cơ khí lớn trước kia làm công việc sửa chữa đại tu xe, nay được bổ sung, nâng cao năng lực sản xuất. Các doanh nghiệp này hầu hết được tổ chức theo hướng chuyên môn hóa một số chủng loại xe (xe tải, xe khách, xe chuyên dung) với dây chuyền sản xuất đơn giản là gò, hàn, sơn, lắp ráp… thiếu sự hợp tác lẫn nhau. Trang thiết bị phần lớn lạc hậu. Trừ một vài doanh nghiệp có đầu tư lớn như Xuân Kiên, Trường Hải… còn lại tổng giá trị tài sản mỗi doanh nghiệp không vượt quá 20 tỷ đồng.

   Điều này ghi rất rõ trong Chiến lược phát triển công nghiệp ô tô giai đoạn 2010 tầm nhìn đến 2020 do Chính phủ phệ duyệt. Theo đó công nghiệp ô tô rất quan trọng được ưu tiên phát triển để phục vụ công nghiệp hóa, hiện đại hoác đất nước và an ninh quốc phòng.

   Theo các chuyên gia công nghiệp ô tô vốn được coi là xương sống của ngành công nghiệp. Bởi công nghiệp ô tô hàm chứa rất nhiều những công nghệ cơ bản như chế rạo máy, luyện kim, đúc, khuôn mẫu, vật liệu và điện tử… Những công nghệ này hoàn toàn có thể áp dụng sang các lĩnh vực sản xuất khác và công nghiệp ô tô phát triển sẽ thúc đẩy những ngành công nghiệp như điện tử, luyện kim, hóa chất, nhựa… cùng phát triển theo. Khi chúng ta có một ngành công nghiệp ô tô mạnh đồng nghĩa với các ngành công nghiệp phụ trợ cũng phải phát triển theo, các ngành này hiện nay vẫn đang thiếu sót trong tổng thể nền kinh tế. Nếu lấp đầy được khoảng trống này sẽ tạo động lực cho nên kinh tế phát triển vững chắc hơn.

1.3 Mục đích của đề tài

   Thiết kế hộp số giúp sinh viên hiểu rõ hơn về kết cấu chi tiết về hộp số, cũng như toàn bộ hệ thống truyền lực giúp chúng ta có cái nhìn tổng quát về hệ thống truyền lực ô tô.

1.4 Tính cấp thiết của đề tài

    Hiện nay nước ta phải nhập khẩu một lượng lớn các chi tiết phụ tùng ô tô để phục vụ cho lắp ráp mới, cũng như thay thế trong sửa chữa. Các chi tiết máy làm ở tải trọng khắc nghiệt, ví dụ như bánh răng, ly hợp động cơ, hộp số…Ở Việt Nam đã có một số nghiên cứu thiết kế sản xuất hộp số ô tô trong nước nhưng vẫn còn ít và hiệu suất chưa cao. Cũng vì thế, đề tài tính toán thiết kế hộp số ô tô đang là vấn đề cấp thiết cho ngành sản xuất và lắp ráp ô tô.

1.5 Phương pháp nghiên cứu

Để thực hiện đề tài, người nghiên cứu cần sử dụng các phương pháp sau:

+ Phương pháp quan sát: quan sát hộp số mẫu.

+ Phương pháp đo: dùng thiết bị, dụng cụ để đo các chi tiết phụ tùng mẫu.

+ Phương pháp nghiên cứu tài liệu: tìm hiểu, tổng hợp các tài liệu liên quan đến thiết kế tính toán hộp số ô tô tải.

Chương 2. GIỚI THIỆU HỘP SỐ Ô TÔ

2.1 Công dụng - yêu cầu - phân loại

2.1.1 Công dụng

Hộp số dùng để thay đổi mo-men truyền đến các bánh xe chủ động đủ thắng sức cản chuyển động của ô tô thay đổi khá nhiều trong quá trình làm việc. Ngoài ra, hộp số còn dùng để thực hiện chuyển động lùi hoặc đứng yên trong thời gian lâu dài mà không cần tắt máy.

2.1.2 Yêu cầu của hộp số

Để bảo đảm công dụng nêu trên, ngoài các yêu cầu chung về sức bền và kết cấu gọn, hộp số có cấp ô tô  phải thoả mãn các yêu cầu đặc trưng sau :

- Hộp số ô tô  phải có đủ tỷ số truyền cần thiết nhằm bảo đảm tốt tính chất động lực và tính kinh tế nhiện liệu khi làm việc.

- Khi gài số không sinh ra các lực va đạp lên các răng nói riêng và hệ thống truyền lực nói chung. Muốn vậy, hộp số ô tô phải có các bộ đồng tốc để gài số hoặc ống dễ gài số.

2.2 Phân tích đặc điểm kết cấu hộp số ô tô

2.2.1 Phân tích đặc điểm kết cấu theo số trục

2.2.1.1 Hộp số ba trục (còn có thể gọi là hộp số đồng tâm):

Kết cấu hộp số đồng trục thường có ít nhất 3 trục truyền động : trục sơ cấp (I - xem hình H2.1) và thứ cấp (III) lắp đồng trục với trục sơ cấp, ngoài ra còn có thêm trục trung gian (II).

Trục trung gian có thể có một, hai, hoặc ba trục bố trí chung quanh trục sơ cấp và thứ cấp (hình H2.1) nhằm làm tăng độ cứng vững cho trục thứ cấp, duy trì sự ăn khớp tốt nhất cho các cặp bánh răng lắp trên trục.

Về cấu tạo, kiểu hộp số có nhiều trục trung gian khá kổng kềnh và làm phức tạp và nặng thêm hộp số, vì vậy chúng chỉ sử dụng hạn chế trên các ô tô tải lớn hoặc cực lớn.

2.2.1.2 Hộp số hai trục

Loại hộp số hai trục là kiểu hộp số thông dụng của truyền động hộp số cơ khí nói chung, gồm một trục sơ cấp gắn các bánh răng chủ động và một trục thứ cấp gắn các bánh răng bị động của các cấp số truyền tương ứng. Loại hộp số hai trục không thể tạo ra được số truyền thẳng như hộp số nhiều trục nêu trên mặc dù rằng tỷ số truyền của một cấp số nào đó bằng một (i_h = 1) vì phải thông qua một cặp bánh răng ăn khớp (dĩ nhiện phải có số răng bằng nhau). Điều đó có nghĩa là hiệu suất của mọi cấp số truyền trong hộp số này luôn luôn nhỏ hơn một (n<1).

2.2.2 Phân tích đặc điểm kết cấu hộp số theo số cấp

2.2.2.1 Hộp số thường (số cấp từ 3 đến 6)

Số cấp của hộp số ảnh hưởng lớn đến tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiện liêu của xe. Số cấp tăng lên thì tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiêu liêu đều tăng, công suất sử dụng để lấy đà và tăng tốc cũng nhanh hơn; nhưng lúc đó số lần gài số phải tăng theo làm phức tạp điều khiển và kéo dài một phần thời gian lấy đà.

Với ô tô du lịch thường thiết kế với đường đặc tính động lực tốt, tính năng tăng tốc cao, nên phần lớn thời gian làm việc là ở số truyền thẳng, còn các số truyền trung gian khác rất ít sử dụng. Vì vậy hộp số ba cấp được sử dụng cho những xe du lich có thể tích công tác lớn và vừa (V_ct >2000cm³).

Để nâng cao tính động lực và kinh tế nhiện liệu cũng như tăng tuổi thọ cho động cơ, ngày nay hộp số ôtô vận tải thường thiết kế thệm số truyền tăng (i_h<1) để chạy trên đường tốt hơn hoặc khi chạy non tải hay không tải. Số truyền tăng thường có giá trị nằm trong khoảng i_hn ≈ 0,6 ÷ 0,85 (xem bảng B2.1 ở phần phụ lục). Hơn nữa, việc sử dụng số truyền tăng không những làm tăng tính động lực và tính kinh tế nhiện liệu mà còn làm gọn kích thước hộp số nhất là hộp số nhiều cấp, cho phép giảm số vòng quay làm việc của động cơ và do đó tăng tuổi thọ của động cơ.

2.2.2.2 Hộp số nhiều cấp (số cấp từ 8 đến 20)

 Đối với ôtô tải lớn và rất lớn hoạt động trong điều kiện nặng nhọc (trong nhiều loại đường khác nhau) hoặc đối với liên hợp  cỡ lớn thì số cấp của hộp số có thể lên đến 8 cho đến 20 cấp (xem bảng B2.1 ở phần phụ lục). Với hộp số như vậy phải có thệm cơ cấu điều khiển phụ và khi đó kết cấu hộp số được chia làm hai phần : hộp số chính và hộp số phụ (Hình H2.9 và hình 2.10); trong đó số cấp của hộp số chính thường từ 4÷5 cấp, còn số cấp của hộp số phụ từ 2÷4 cấp.

2.4 Cơ cấu điều khiển hộp số

2.4.1 Đặc điểm kết cấu cơ cấu điều khiển

Cơ cấu điều khiển có nhiêm vụ truyền lực tác động của lái xe đến ống gài số, hay bánh răng di trượt, hoặc bộ đồng tốc để dịch chuyển chúng vào vị trí gài số hoặc trả về vị trí trung gian. Phần lớn cơ cấu điều khiển số trên ô tô là hệ thống đòn điều khiển đơn giản. Chúng được gắn trực tiếp trên nắp hộp số bằng khớp cầu. Khớp cầu cho phép đòn điều khiển số với 6 vị trí gài số (thường là 5 số tiến và một số lùi).

Khi hộp số có vị trí xa buổng lái (vị trí nắp hộp số vượt ra ngoài tầm với của lái xe) như khi buổng lái đặt ngay trên động cơ hoặc động cơ bố trí ở đuôi xe (phổ biến trên xe khách) thì đòn điều khiển vẫn bố trí bên cạnh lái xe. Trong trường hợp này phải dùng thêm hệ thống đòn điều khiển trung gian để truyền động đến các thanh trượt gắn trên nắp hộp số ở xa vị trí người lái.

2.4.2 Đặc điểm kết cấu cơ cấu định vị

Cơ cấu định vị có nhiêm vụ giữ đúng vị trí của các bánh răng di trượt gài số hay khớp răng của bộ đồng tốc (hoặc ống gài) mỗi khi gài số hoặc khi nhả số; bảo đảm cho các bánh răng nhả hoàn toàn hay ăn khớp hết chiều dài của răng. Lực định vị vừa đủ lớn để tranh hiện tượng nhả số hoặc gài số một cách ngẫu nhiện.

Cơ cấu định vị thường dùng loại bi và lò xo tác dụng lên hốc lõm của các thanh trượt (dùng để gắn các càng gạt số). Đối với trường hợp gài số bằng bánh răng di trượt răng nghiêng, lực chiều trục lớn, dễ làm mòn nhanh các hốc lõm định vị và sẽ dẫn đến hiện tượng bị nhả số. Để khắc phục yếu điểm này đối với định vị bi, có thể làm định vị kiểu chốt (hoặc kiểu chốt khoá - chỉ nhả định vị khi nào ly hợp đượt ngắt) cho phép định vị làm viêc an toàn hơn.

Chương 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE TẢI 3 TẤN LIFAN

Phần 1:  ĐO ĐẠC, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE TẢI 3 TẤN

3.1 Tổng quan

3.1.1 Về cấu trúc hộp số

Hộp số này dùng cho xe tải cỡ nhỏ, nên có kết cấu và bố trí gọn nhẹ, số tốc độ phù hợp với sử dụng, nên nó gồm có hai bộ phận là:

1). Cụm truyền động ở đầu vào, dùng để chuyển cấp số nhanh và số chậm, bao gồm hai trục và hai cặp bánh răng có i₁ = 26/19 và i₂ = 24/21. Vậy số bánh răng của hộp số này có Z19; Z26; Z21 và Z24.

2). Cụm truyền động ở đầu ra: đặt ở phía sau cụm 1 và nối với trục đầu ra của cụm trước. Cụm thứ hai này bao gồm có ba bộ đồng tốc để thay đổi tốc độ bằng tay gạt chuyển số khi cần thiết.

3.1.2 Về tính toán

    Việc đo đạc và tính toán để tìm ra được giá trị các thông số có độ chính xác rất phức tạp, và mang lại kết quả khả quan, đạt độ chính xác tốt đẹp, nhưng vẫn không thể trình bày ở bản thuyết minh này được đầy đủ, rõ ràng và minh bạch để chứng minh bằng các lý do đó cần nhận xét và phân tích cụ thể, kết hợp giữa lý thuyết với thực tế và kinh nghiệm đã sử dụng để đạt được giá trị chính xác như yêu cầu đề ra.

3.2 Thiết bị đo và phương pháp đo bánh răng

3.2.1 Thiết bị đo bánh răng          

    Phụ thuộc vào yêu cầu của việc nghiêng cứu thiết kế và chế tạo hộp số, nếu yêu cầu của hộp số chế tạo ra phải lắp lẫn được với phụ tùng của máy mẫu, để phục vụ cho yêu cầu sử dụng sau này, thì việc đo đạc phục vụ thiết kế phải có các thiết bị đo chính xác, việc đo phải thật chuẩn xác nữa, thì mới có khả năng đạt được yêu cầu đề ra. Các thiết bị đo đạc gồm các dụng cụ, thiết bị đo như của phân xưởng chuyên chế tạo bánh răng được trang bị, từ loại đơn giản như panme, thước cặp cho đến máy rà góc nghiêng của răng, máy quang phổ.. để đo đạt được yêu cầu của các thông số chủ yếu ở bánh răng, như khoảng cách tâm trục bánh răng ăn khớp, chiều dày răng theo cung cố định, khoảng pháp tuyến chung và đặc biệt các thông số rất khó đo chính xác như góc nghiêng β của bánh răng trụ nghiêng... Nếu thiết bị chính xác không có đủ, thì phải tìm các biện pháp riêng biệt để giải quyết.

3.2.2 Phương pháp đo bánh răng

    Phương pháp đo cùng với kinh nghiệm đo đạc cũng giúp cho người đo đạc đạt được kết quả chính xác. Khi có thiết bị đo hoàn hảo và chính xác, mà được người có kinh nghiệm đo sử dụng nữa, thì chắc là kết quả đo đạc được đạt giá trị các thông số bánh răng thêm phần chính xác. Phương pháp đo đạc bánh răng cũng đã được hướng dẫn trong các sách đo đạc để thiết kế chế tạo phục vụ sửa chữa bánh răng ở các loại hộp số. 

3.4 Tính toán các thông số để thiết kế bánh răng       

   Ở phần trên chúng ta đã sử dụng phương pháp đo đạc và tính toán để tìm được giá trị phù hợp của các thông số cơ bản cho từng cặp bánh răng như đã trình bày, và các giá trị ấy chấp nhận được để tính toán các kích thước hình học của các bánh răng. Trong việc tính toán này, ta cần phải xác định một số các thông số quan trọng nữa là: hệ số dịch chỉnh cho các cặp bánh răng ăn khớp với nhau. Giá trị của hệ số dịch chỉnh  là cơ sở để hiệu chỉnh khoảng cách tâm trục A_{cho trước}. Khi đã đo đạc chính xác, đồng thời cũng hiệu chỉnh từ giá trị của nó mà tính ra được giá trị chính xác của đường kính đỉnh D_e và đường kính chân D_i của răng. Việc tính toán tìm giá trị của hệ số dịch chỉnh  nêu trên có nhiều biện pháp, nhưng ở đây chúng ta sử dụng biện pháp sau:

3.4.1 Tính theo giá trị khoảng cách trục A

Theo trình bày tính cho cặp bánh răng số N⁰7, khi bánh răng tính chưa có hệ số dịch chỉnh thì A_tính = 138,54 mm, trong khi đó A_đo = 138 mm.

Do vậy: A_tính  - A_đo =  = 138,54 – 138 = 0,540

Tính kiểm tra lại D_e theo công thức như trên:

D_eZ21 = 90,92 + 8,5 + 1.4,25.0,4 = 102,82

D_eZ21tính = 102,82 D_eZ21đo = 102,80

Kết luận cuối cùng cho cặp bánh răng N⁰7:

Thông số cơ bản của cặp bánh răng số N⁰7 đã tính toán và tìm ra được giá trị đạt hiệu quả chính xác cao qua việc tính kiểm tra so sánh với các giá trị đã đo được trên vật mẫu. Các giá trị của các thông số cơ bản này được sử dụng để tính toán cho kích thước trên bản vẽ thiết kế sau này.

3.4.2 Tính theo giá trị của D_e để tìm hệ số 

Theo phương pháp này ta phải đo thật chính xác giá trị đường kính đỉnh răng D_e của vật mẫu. Với bánh răng có số răng chẵn thì việc đo D_e với giá trị đàt chính xác rất dễ dàng, chỉ cần đo đúng biện pháp và cẩn thận với thước cặp điện tử là đạt yêu cầu.          

Còn đối với bánh răng lẻ, thì tất nhiện cũng phải đo thật chính xác với dụng cụ đo và phương pháp hợp lý, nhưng giá trị đo được phải tính toán hiệu chỉnh theo công thức lý thuyết đã cho, sau đó ta tính toán để xác định xem bánh răng ấy có dịch chỉnh hay không.

+ Tính giá trị hệ số dịch chỉnh cho cặp bánh răng N^o-1:

Cặp bánh răng:

N^o-1 có: Z₁ = 19 răng, đo D_{e đỉnh}  = 84,5 mm.

Z₂ = 42 răng, D_{e đo} = 171,40 mm.

Với các thông số đã xác định: m = 3,5 ; góc nghiêng β = 28,5^o ; A = 121 mm, cùng các thông số profin gốc theo TCVN quy định.

+Tính giá trị hệ số dịch chỉnh cho cặp bánh răng số N^o-2

Cặp bánh răng:

N^o-2 có: Z₁ = 25 răng và D_eZ1đo = 107,37.

Z₂ = 36 răng và D_eZ2đo = 148,10.

với các thông số đã xác định khác, như m = 3,5 ; β^o = 28,5^o và A = 121.

+Tính giá trị hệ số dịch chỉnh cho cặp bánh răng số N^o-3

Các thông số đã đo và tính được:

Số răng Z₁ = 28; Z₂ = 31 răng.

D_e1đo = 122,30 và D_e2đo = 134,50.

mô đun m = 3,75; góc nghiêng của răng β^o = 24,5^o, khoảng cách A = 121; và các thông số của profin gốc lấy theo tiêu chuẩn quy định để tính toán. Hệ số dịch chỉnh tìm được là: -0,080 và ₁ = -0,070.

+Tính giá trị hệ số dịch chỉnh cho cặp bánh răng số N^o-5

- Các thông số đã đo được trên vật mẫu:

Bánh răng Z₁ = 13 răng và Z₂ = 43 răng, và đo đường kính đỉnh răng, cho Z₁ có: D_eZ1đo = 68,20 ; và cho bánh răng Z₂ có D_eZ2đo = 190,30. 

+Tính giá trị hệ số dịch chỉnh cho cặp bánh răng số N^o-6

   Cặp bánh răng số N^o-6 bao gồm: bánh răng Z₁ = 13 răng, là bánh răng của cặp số N^o-5, truyền động đảo chiều quay để dùng cho tốc độ lùi của máy, nếu việc tính toán các thông số của bánh răng Z13 đã được trình bày ở mục tính cặp số N^o-5. Còn bánh răng Z₂ = 22 răng, đo vòng đỉnh răng D_eZ22 = 104,58; và vòng đỉnh răng của Z13 đo và tính được D_eZ13 = 68,20. Các thông số đã tính toán tìm được giá trị chính xác gồm mô đun m = 4,25; góc nghiêng của răng β = 11^o

3.5 Tính toán các thông số then thân khai

   Trong hộp số xe tải này, then hoa thân khai được sử dụng ở bạc vị của bộ đồng tốc để chuyển đổi tốc độ được dễ dàng. Chúng tiếp xúc với nhau theo dạng then hoa thân khai, là bạc và trục bị bao, nên không có tỷ số truyền. Bộ đồng tốc chuyển số ở đầu vào của hộp số, ký hiệu là cụm số N^o-1 và tiếp theo là cụm số N^o-2 và N^o-3.

   Từ kết cấu cụ thể, ta quan sát được biết là răng của cụm N^o-1 và N^o-2 giống nhau, nghĩa là chúng có giá trị các thông số Profin gốc như nhau, còn cụm số N^o-3 thì khác biệt, vì thế trong việc đo đạc và tính toán ở đây, chúng tôi chỉ cần trình bày tóm tắt và sơ lược một số chi tiết đặc trưng của hai cụm khác nhau, để xem xét và sử dụng cho các chi tiết còn lại, không trình bày.

   Những điểm đặc biệt của cặp truyền động then thân khai là:

+ Số răng Z₁ (của trục) = Z₂ (của bạc).

+ Góc nghiêng của răng: β = 0 (răng thẳng).

+ Khoảng cách của trục: A _tâm cặp ăn khớp = 0.

+ Chế độ lắp ghép: để bảo đảm độ đồng tâm trục, người ta thường sử dụng các loại lắp ghép sau:

-  Định tâm theo đường kính ngoài (đỉnh răng): D

-  Định tâm theo đường kính trong (chân răng): d

-  Định tâm theo bề dày của răng:                       S

Chế độ lắp ghép này cho mỗi trường hợp cụ thể, người thiết kế phải tự chọn cho thích hợp theo từng cấp chính xác với dung sai cho phép theo tiêu chuẩn qui định.

+ Then thân khai thường được sử dụng với răng bánh răng có hệ số chiều cao thấp f < 1, từ f_max = 0,8, f = 0,65 và f_min = 0,45 và góc ăn khớp α = 30^o . Đây là các giá trị đã được TCVN qui định. Vì thế việc đo đạc và tính toán để lấy mẫu chính xác là điều rất khó khăn và phức tạp, cho nên việc trình bày chỉ nên ngắn gọn, tóm tắt và vẫn bảo đảm chính xác như dưới đây.

Tính toán kiểm tra theo giá trị của D_eđo

Đường kính đỉnh vòng răng thân khai tính theo công thức:

 D_e = mz + 2f_đm + 2 m, và khi có hệ số  = 0 thì:

D_etính = 3,5.27 + 2.0,45.3,5 = 94,5 + 3,15 = 97,65

Do vậy D_etính = 97,65  D_eđo = 97,72

Tính toán kiểm tra theo giá trị vòng đáy răng D_iđo

Theo công thức: D_itính = mz – 2f₀m + 2 m; khi  = 0 thì:

D_itính = 3,5.27 – 2(0,45 + 0,2).3,5 = 89,95 mm.

Kết quả cho là: D_itính = 89,95 mm  D_iđo = 89,90 mm.

Tính các giá trị của các thông số tìm được đã nêu trên cho kết quả kiểm tra phù hợp, đạt độ chính xác.

* Kết luận về đo và tính toán hiệu chỉnh cho việc tìm được giá trị của góc nghiêng β các bánh răng chính xác nhất.

Việc đo giá trị góc nghiêng của bánh răng mẫu được chính xác là việc rất khó và cũng rất phức tạp, cho nên ta phải kết hợp giữa các phương pháp đo với thiết bị hiện đại như: dụng cụ đo góc vạn năng, máy phân tích quang phổ v..v. với phương pháp đo đơn giản như in bánh răng trên giấy như ta đã làm, ngoài ra cũng phải biết biện pháp sử dụng, cách gá đo thật hợp lý, khi ta có trong tay điều kiện dụng cụ, hay thiết bị nào, thì người đo cũng cần phải kết hợp giữa thiết bị đo với trình độ kiến thức và tay nghề của mình mà tiếp nhận phương pháp đo hợp lý nhất, thì sẽ đạt được giá các thông số đo tương đối chính xác, dù dụng cụ đo đơn giản nhất.

Phần 2:  TÍNH TOÁN HỘP SỐ ĐỐI VỚI XE TẢI 3 TẤN

3.6 Tính toán thiết kế bánh răng theo hộp số mẫu xe tải 3 tấn

3.6.1 Sơ đồ cấu trúc bộ truyền động trong hộp số xe tải

Cấu trúc bộ truyền động trong hộp số nêu trên hình 1, gồm hộp cấp số (hộp số phụ) phía trước và hộp số chính phía sau.

Hộp cấp số có hai cấp số nhanh và cấp số chậm. Hộp được lắp ghép bulont với thân hộp số chính. Trong hộp số chính có 5 cặp bánh răng tương ứng với các tay số từ 1 đến 5 được ký hiệu từ Z_a1 đến Z_a5 quay lồng không trên trục chính T₃ bằng các ổ bi kim và Z_b1 đến Z_b5 cố định trên trục răng tầng T₅. ở tay số lùi gồm bánh răng Z_aL được dẫn động bởi trục trung gian T₄ trên đó có Z_cL và Z_c1. Bộ đồng tốc đơn kiểu chốt bố trí tại các tay số 2 - 3 và 3 - 5 với các ống cài răng then thân khai. Các bánh răng trong hộp số đều là răng nghiêng.

3.6.3  Cơ sở tính toán bánh răng trong hộp số

Các thông số cơ bản của bánh răng nêu trên hình 3.2

Xác định môdun các bánh răng

Môđun pháp tuyến m_n:

 m_n = m

Giá trị Góc nghiêng b của bánh răng và khoảng cách trục được đo trực tiếp, bằng cách bôi sơn lên đầu răng và lăn bánh răng dọc theo thước thẳng trên giấy, hình 3.3 để lấy số liệu tính toán, với kết quả gần đúng và tra bảng để điều chỉnh lấy số liệu tiêu chuẩn môđun m_n.

Khoảng cách trục                        

Xác định khoảng cách trục trong hộp số phụ

Hình 3.4 là sơ đồ bố trí các trục trong hộp số phụ. Tâm O₁ trùng với tâm trục T₁ và T₂, tâm O₂ trùng với tâm trục T₆. Khoảng lệch tâm của hai tâm trong mặt phẳng ngang là B₁ = 17mm.

Khoảng cách hai tâm O₁ O₂ đo được là A₁ = 89,5 mm

+ Tính cho cặp bánh răng Z_a5 /Z_b5

Trường hợp đo được b = 28^o

Cos 28^o = 0.88294759285892694203217136031572

A₂ = 121mm

- Môđun pháp tuyến

m_n = 2*A₂*cosb₁/Z_a5 + Z_b5 = 2*121*0.88294759285892694203217136031572/ 61

= 213.6733174718603199717854691964/ 61 = 3.5028412700304970487177945769902

Trường hợp đo được b = 29^o

Cos 29^o = 0.87461970713939580028463695866108

m_n = 2*A₂*cosb₁/Z_a5 + Z_b5

= 2*121*0.87461970713939580028463695866108/ 61         

= 3.4698027725857997322767564589505

Chọn theo độ bền (sẽ kiểm nghiệm lại ở phần sau) và làm tròn tới trị số lớn hơn gần nhất theo tiêu chuẩn TCVN 2257-77 với dãy số ưu tiên ta chọn môđun pháp tuyến cặp bánh răng Z_a5 và Z_b5  là m_n = 3.5 mm

Tính toán khoảng pháp tuyến chung                                                                                     

Khoảng pháp tuyến chung được tính theo công thức

W = (W_T + W_n + W_x)m                                                                    (3-18)

Trong đó:

W_T - Khoảng pháp tuyến chung ứng với phần số nguyên của Z_K khi m = 1, được chọn theo bảng 4-11(nguồn: sổ tay thiết kế cơ khí – tập 2).

W_n - Khoảng pháp tuyến chung ứng với phần số lẻ của Z_K khi m = 1.

W_x - Khoảng pháp tuyến chung được xác định bằng sự dịch chuyển của profin gốc, W_x= 0.6840x.

m - môdun pháp tuyến của răng.

3.7 Tính toán dung sai truyền động bánh răng

Hệ thống tiêu chuẩn dung sai rất phong phú, tuỳ theo tính năng công dụng của bộ truyền mà chọn hệ thống dung sai nào cho phù hợp. Trong phạm vi đề tài chỉ nghiêng cứu gia công bánh răng chính xác nên chỉ nghiêng cứu sâu về dung sai trong truyền động bánh răng.

Hệ thống tiêu chuẩn TCVN đối với bánh răng gồm:

+ TCVN 10-85 (ISO P1101): Dung sai hình dạng và vị trí bề mặt.

+ TCVN 2511-99: Nhỏm bề mặt.

+ TCVN 2258-77: Profin gốc và các thông số kích thước cơ bản của bánh răng.

+ TCVN 1067-84: Dung sai truyền động bánh răng trụ (Quy định 12 cấp chính xác chế tạo bánh răng).

3.8 Các tính toán về trục

3.8.1 Mở đầu

+ Đặt vấn đề       

Trục là một trong những linh kiện phụ tùng cơ bản trong hộp số ô tô. Trong thiết kế trục cần chú ý các điểm sau:

Độ võng và độ cứng của trục

-  Độ võng uốn của trục

-  Độ xoắn của trục

-  Tải trọng

-  Mặt cắt nguy hiểm ứng suất và độ bền

-  Độ bền tĩnh

-  Độ bền cho phép

-  Độ tin cậy

+ Các tiêu chuẩn cơ sở trong tính toán trục hộp số

-  Kết cấu đầu trục theo tiêu chuẩn TCVN 4243 – 86

-  Sai lệch giới hạn của các kích thước không chỉ dẫn dung sai trên trục: Bề mặt bao - theo H14; bề mặt bị bao - theo h14; các bề mặt khỏc - theo ± 1/2 (H14 = h14)

-  Rãnh và cạnh vát - theo TCVN 2034 – 77

-  Các kích thước của then bằng - theo TCVN 2561 – 77

- Miền dung sai rèn đầu trục - 8g theo TCVN 1917 - 95

- Sai lệch cho phép độ đối xứng của rãnh then so với đường tâm trục không được vượt quá 2 lần dung sai chiều rộng rãnh then.

- Sai lệch cho phép độ song song của mặt phẳng đối xứng của rãnh then so với đường tâm đầu trục không được vượt quá một nửa dung sai chiều rộng rãnh then.

3.8.2 Tải trọng trên trục

3.8.2.1 Cơ sở xác định tải trọng trên trục

Tại nơi tải trọng tập trung gây uốn cong, nếu vượt quá giới hạn cho phép sẽ ảnh hưởng tới sự ăn khớp của bánh răng và sự mất cân bằng của trục trong khi quay sẽ gây ra rung động dẫn đến sự phá huỷ trục và các chi tiết khác. Trong thiết kế sao cho trục có đủ độ cứng có thể chịu đựng được các loại tải trọng nhưng cũng không được lãng phí vật liệu hoặc giới hạn bởi không gian của kết cấu hộp số. Hình 3.7 mô tả sơ đồ cơ bản tính toán trục hộp số

+ Hệ số an toàn: Trong thiết kế sao cho trục có đủ độ cứng có thể chịu đựng được các loại tải trọng nhưng cũng không được lóng phớ vật liệu hoặc giới hạn bởi không gian của kết cấu hộp số nên việc chọn hệ số an toàn cần hợp lý nhất.

Hệ số an toàn theo hệ kinh nghiệm của Hàn Quốc nêu trong bảng 3.1 đối với trường hợp tải trọng uốn: 2137MPa, tải trọng xoắn: 1068MPa thì kết quả tính toán hệ số an toàn được đưa ra trong bảng  sau 

3.8.2.3 Phản lực ổ trục và mômen uốn

Trong tính toán gần đúng cho các trục lắp trên ổ lăn, thường giả thiết trục được mô hình hoá là một dần đặt trên các gối tựa kiểu khớp bản lề. 

+ Trị số: Lực tác dụng là tổng đại số các lực thành phần

A = A₁ + A₂ + A₃

B = B₁ + B₂ + B₃

+ Chiều lực: Nếu lực tác dụng Q_i có chiều ngước với chiều chỉ dẫn trên hình vẽ thì các phản lực  A_i và B_i sẽ thay đổi dấu ngược lại.

3.8.4.2 Tính trục theo tải trọng xoắn

+ Thông số động cơ xe tải 3 tấn

Công suất cực đại động cơ  : 81 (108,6)/ 3000 kW (ML)/v/ph

Mômen xoắn cực đại : 320 (32.6)/ 2000~2200 N.m (kGm)/ v/ph

+ Thông số hộp số

- Mômen xoắn trên các trục chỉ tính trong trường hợp tải trọng lớn nhất: cấp số chậm

Trên trục T₁: Mx_T1 = Mx_dc = 320 Nm

Trên trục T₂               

Mx_T2 = Mx_T1.i₆.i₇ = 320*(Z_a6/Z_b6)*( Z_b7/Z_a7) = 320*(24/21)*(26/19) = 500 Nm

Trên trục T₃:

 Mx_T3 = Mx_T2.i₅.i₁ = 500*(Z_b5/Z_a5)*( Z_a1/Z_b1) = 500*(42/19)*(43/13) = 3656 Nm

Trên trục T₅: Mx_T5 = Mx_T2.i₅ = 500*(Z_b5/Z_a5 ) = 500*(42/19) = 1105 Nm

Trên trục T₆: Mx_T6 = Mx_T1.i₇ = 320*(Z_b7/Z_a7) = 320*(26/19) = 438 Nm

Chương 4. KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

     Sau một thời gian nghiêng cứu, tính toán thiết kế, được sự giúp đỡ tận tình của Thầy: ………… cùng các thầy cô trong bộ môn và các bạn trong lớp đến nay đề tài: “Tính toán thiết kế cụm hộp số chính lắp trên xe tải 3-5 tấn” đã được hoàn thành với những công việc sau:

-  Tìm hiểu được hộp số chính lắp trên ô tô tải 3 tấn lắp ráp tại Việt Nam.

-  Kết hợp phương pháp đo và sử dụng thiết bị để lấy thông số ban đầu rồi tính toán hiệu chỉnh.

-  Tính toán và kiểm tra các thông số cơ bản của hộp số lắp trên xe tải 3 tấn.

Mặc dù đã có nhiều cố gắng nhưng do thời gian và kinh nghiệm nghiêng cứu còn hạn chế nên không thể tránh khỏi những thiếu sót. Vì vậy em rất mong nhận được sự chỉ bảo, góp ý của các thầy, cô để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng, (2007), Lý thuyết ô tô , Nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật, Hà Nội.

2. Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên, (1985), Thiết kế và tính toán ô tô , Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp, Hà Nội.

3. Nguyễn Hữu Cẩn, Phạm Hữu Nam, (2004), Thí nghiệm ô tô, Nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật, Hà Nội.

4. Ninh Đức Tốn,(2005), sổ tay dung sai lắp ghép, Nhà xuất bản Giáo dục.

5. PGS. Hà Văn Vui, TS. Nguyễn Chỉ Sáng, (2004),  sổ tay thiết kế cơ khí, Nhà xuất bản KHKT.

 "TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"