BÀI tập lớn đề tài TÍNH TOÁN THIẾT kế hộp số

a- Xác định tỷ số truyền số 1 :trị số của tỷ sốih1 đợc xác định theođiềukiện cần và đủ để ô tô khắc phục đợc lực cản lớn nhất và bánh xe chủ độngkhông bị trợt quay trong mọi điều kiện ch

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

TP Hồ Chí Minh, tháng 12 năm 2022

I SỐ LIỆU CHO TRƯỚC

-Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực

Tính toán lựa chọn bánh răng hộp số

Lời Nói Đầu

Nước ta đang trong quá trình công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước Ngành

cơ khí ôtô là một trong những ngành đang trong quá trình phát triển mạnh, vớinhiều nhà máy sản xuất tiên tiến mọc lên Ôtô ngày nay càng ngày càng được sửdụng rộng rãi trong thực tế đời sống vì nhưng tiện ích mà nó mang lại Một trongnhững bộ phận không thể thiếu của ôtô và ảnh hưởng trực tiếp đến quá trình điềukhiển ôtô,đó là hộp số Ngày nay, hộp số ôtô khá phong phú về chủng loại, về kếtcấu công nghệ Nhưng phổ biến nhất là hộp số truyền động cơ khí, các loại xechất lượng cao còn được trang bị hộp số tự động.Tuy có một số nhược điểm so

với hộp số tự động nhưng hộp số truyền động cơ khí vẫn có những ưu điểm vàđược sử dụng phổ biến trong các loại ôtô hiện nay Trong quá trình học tập tạitrường, qua các đợt thực tập trong lẫn ngoài truờng em đã lắm bắt được nhữngkiến thức cơ bản về hộp số, từ kết cấu đến công nghệ chế tạo cơ bản…từ những kiến

thức cơ bản có được em đã thực hiện thành công đồ án ô tô2 với đề tài “TÍNH TOÁN THIÉT KẾ HỘP SỐ”

Trong quá trình làm đồ án em đã được sự giúp đỡ của giáo viên hướng dẫn, cùng cácthầy trong bộ môn, đã có những góp ý, hướng dẫn tận tình giúp em hoàn thành tốt

đồ được giao này

Mặc dù đã rất cố gắng, nhưng do tài liệu, năng lực có hạn nên chắc chắn đồ án

không thể tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự góp ý của các thầy cùngcác bạn để đề tài của em ngày được hoàn thiện hơn

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo hướng dẫn và tận tình giúp đỡ,hướng dẫn, tạo điều kiện tốt nhất cho em hoàn thành đồ án này

Em xin chân thành cảm ơn!

MỤC LỤC

Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực

Tính toán các thông số cơ bản của bánh răng

Tính toán sức bền hộp số

Tính toán trục hộp só

Tính toán ổ lăn

trang58283239

Kết cấu và tính toán ôtô máy kéo Lý thuyết ôtô máy kéo

Thiết kế chi tiết máy Vẽ kỹ thuật cơ khí Giáo trình dung sai lắp ghép Sức bền vật liệu

Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi tiết máy

CÁC THÔNG SỐ XE THAM KHẢO

Vị1

2

3

Kích thước bao(dài x rộng x cao)

Chiều dài cơ sở

Tỷ số truyền của hộp số

3800*1800*24003800

7,45:4,1:2,29:

mmmm

1,475:1:7,264

5

Tỷ số truyền của truyền lực chính

Trọng lượng thiết kế

Phân bố lên cầu trước

Phân bố lên cầu sau

Trọng lượng toàn tải

Phân bố lên cầu trước

Phân bố lên cầu sau

I0 = 6,324000200020008225235058753200

KgKgKgKgKgKgV/p

6

7 Số vòng quay trục khưỷu ứng với

Công suất cực đại

0

lực1

N/mKm/hđộ

Chọn sơ đồ trục

Chế độ đi số như sau:

Vị trí trung gian hay là số không thì các cặp bánh răng đồng tốc chưa vào ănkhớp , lúc này nếu trục vào 7 quay sẽ truyền sang trục 8 nhưng không truyền ratrục thư cấp

 Gài số : Gạt bộ đồng tốc 6 sang phải ăn khớp với bánh răng 2’

Dòng truyền công suất : Từ trục sơ cấp 7 cặp bánh răng a’a

trung gian 8 sang cặp bánh răng 2’2 cuối cùng ra trục thứ cấp 9

Vị trí tay số 3

 Gài số : Gạt bộ đồng tốc 6 sang trái ăn khớp với bánh răng 3’

 Dòng truyền công suất : Từ trụ sơ cấp 7

trung gian 8 sang cặp bánh răng 3’3

Vị trí tay số 4

Gài số : Gạt bộ đồng tốc 5 sang phải ăn khớp với bánh răng 4’

cặp bánh răng a’arồi ra trục thư cấp 9

trục



 Dòng truyền công suất : Từ trục sơ cấp 7

trục trung gian 8 sang cặp bánh răng 4’4

Vị trí tay số 5:

cặp bánh răng a’a’

rồi ra trục thư cấp 9-

-



Gài số : Gạt bộ đồng tốc 5 song trái ăm khớp với bánh răngâ’

Dòng truyền công suất : Từ trục sơ cấp 7

1.2: Tỷ số truyền lực chính của các tay số

Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 đợc xác định đảm bảo cho ô tô đạt vậntốc lớn nhất, đợc xác định theo công thức :

I 0 = 0,377.

Suy ra :n = n = 0,9.3200 = 2880 (v/p) v n

r - bán kính trung bình làm việc của bánh xe : r = 0,4488 (m)b b

( lấy ở xe tham khảo )

i - tỷ số truyền của hộp số phụ : i = 1fc fc

i - tỷ số truyền của hộp số chính ở số truyền thẳng :i = 1hn hn

Vmax - vận tốc lơn nhất của ô tô :Vmax = 83 Km/h

Từ công thức trên ta tính đợc i0= 5,87

Theo xe tham khảo ta chọn : i0= 6,45

1.3: Tỷ số truyền hộp số chính

a- Xác định tỷ số truyền số 1 :trị số của tỷ sốih1 đợc xác định theođiềukiện cần và đủ để ô tô khắc phục đợc lực cản lớn nhất và bánh xe chủ độngkhông bị trợt quay trong mọi điều kiện chuyển động.

Memax=415.N.m ( Theo xe tham khảo )

Chọn theo bảng VI trang 20 sách hớng dẫn lý thuyết ô tô máy kéo, chọn theoiều kiện tốt: Đờng nhựa, khô =0,8

b - Xác định t ỷ số truyền của các số truyền trung gian:

Chọn số cấp trong hộp số: Hộp số cơ khí, số cấp số tiến n=5, một số lùi

Tỷ số truyền của các số truyền trung gian chọn theo quy luật cấp số nhân

c - Tỉ số truyền của số lùi:

Trị số của tỉ số truyền lùi đợc chọn lớn hơn trị số của số truyền 1:

il = (1,2 - 1,3)i

hl

Chọn i = 1,2 i = 8.88

II.TÍNH TOÁN CÁC THễNG SỐ CƠ BẢN CỦA BÁNH RĂNG

2.1: Xác đinh khoảng cách giữa các trục

ih1 = 7,4 _ tỷ số truyền của tay số 1

_ hiệu suất của hộp số lấy trung bình 0,96

Ta cú M = 415 7,4 0.95 = 2948,16 2,9 (kN.m)

Ở ô tô vận tải vấn đề giảm tiếng ồn khi làm việc không yêu cầu cao nh ở ôtô du lịch Vì thế khi chọn mô đun cho ô tô tải phải chú ý đến vấn đềgiảm trọng lợng để giảm trọng lợng khi có cùng một khoảng cách trục thì nêntăng mô đun và giảm chiều rộng của răng theo bảng để chọn mô đun pháptuyến của bánh răng hộp số ô tô ta chọn đợc và kết hợp vớ xe chọn theo kinhnghiệm của ô tô tải : 3,5 – 4,25

Ta lấy : m = 4,0

 góc nghiêng bánh răng

Đối với hộp số 3 trục bề rộng bánh răng để tính góc nghiêng của bánh răng :

b = ( 7 – 8 ) mn = 28

Góc nghiêng của bánh răng mà lớn thì tăng khả năng tải của bộ truyền và làmviệc êm dịu hơn, nhng góc nghiêng lớn quá thì sẽ tăng lực dọc trục , vì vậy taphải chọn góc nghiêng tối u theo tham khảo ta phải chọn góc nghiêng của xe tảitrong khoảng:

Giảm độ dài hộp số bằng cách giảm chiều rộng làm việc của bánh răng, khi

đó cần tăng khoảng cách trục để làm giảm lực tác dụng lên các bánh răng, nhng

điều đó làm tăng khối lợng hộp số Việc giảm chiều rộng răng cũng làm mất

u điểm của bánh răng nghiêng là ăn khớp êm dịu do hệ số trùng khớp giảmxuống Có thể bù hệ số trùng khớp bằng cách tăng góc nghiêng của bánh răng,Nhng khi đó làm tăng lực chiều trục lên các ổ bi Nếu chọn bề rộng làm việccủa răng quá lớn thì cũng không hợp lý vì khi đó chiều dài của hộp số tăng lên,

để đảm bảo khối lợng của hộp số không thay đổi thì phải giảm khoảng cáchtrục điều này dẫn đến giảm độ cứng của các trục và giảm đờng kính

ngoài của các ổ bi, trong khi tải trọng tác dụng lên các ổ và trục tăng lên Vìnhững lý do trên ta chọn khoảng rộng bánh răng theo công thức dới đây là hợp

lý trong điều kiện của các ổ bi và các vật liệu chế tạo cũng nh trình độcông nghệ hiện nay

b = 0,22.a = 0,22 140 = 30,8w w ( mm )

Để tiện trong chế tạo ta chọn:

bw = 30 ( mm )

2.3: Xác định số răng của bánh răng tay số tiến

Ta chọn số lợng răng bánh răng của bánh răng chủ động của bánh răng luôn

Số lợng răng của bánh răng bị động đợc xác định theo công thức :

Suy ra :

Lấy ( răng )

Vậy tỷ số tryền của cặp bánh răng luôn ăn khớp :

 Xác định tỷ số truyền của các cặp bánh răngđợc cài số ở các số truyềnkhác nhau của hộp số

-2.4: Xác định số răng của bánh răng tay số lùi

Từ sơ đồ thiết kế ta nhận xét tỷ số truyền của bánh răng số lùi đợc xác định

nh sau :

để chế tạo ta chọn :

2.5:Xác định lại chính xác tỷ số truyền và khoảng cách trục hộp số.

Tỷ số truyền của hộp số khi đã chọn số răng của các bánh răng :

 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục theo số tăng của các cặp bánhrăng đã chọn đợc:

đố với cặp bánh răng nghiêng tính theo công thức:

áp dụng theo công thức ta có bảng số liệu sau:

Các tay số I1

17

17zi

 Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng

Thông thờng biện pháp này ngời ta ít dùng vì nó sẽ gây khó khăn cho côngviệc chế tạo và sửa chữa sau này

 Dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau

Biện pháp này đợc dùng nhiều vì chúng ta có thể dễ dàng dịch chỉnh nhờthay đổi khoảng cách giữa giao thanh răng và bánh răng cần chế tạo trong quátrình chế tạo

Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng theo các bớc sau:

1, Xác định hệ số dịch chuyển các trục (hệ số hay đổi khoảng cách trục):a

Căn cứ vào giá trị của ta tìm đợc giá trị của và

Dùa vµo c«ng thøc ta cã b¶ng kÕt qu¶.

Đối với bánh răng của cặp bánh răng số 4, có bánh răng chủ động lớn hơn 30 nên

ta không sử dụng dịch chỉnh mà ta thay đổi góc nghiêng của bánh răng

tính lại góc nghiêng của bánh răng :

2.7: Tổng hợp kết quả tính ta có bảng thông số cho các bánh răng sau Bảng 1: Cặp bánh răng z1 và z1’.

B¶ng II: CÆp b¸nh r¨ng Z 2 vµ Z2’

hiÖu

ChiÒu cao ®Çu

B¶ngV: CÆp b¸nh r¨ng za vµ za’.

hiÖu

Kho¶ng c¸ch trôc

khi

140Kho¶ng c¸ch trôc

N

m

Trong đó:

: Trọng lợng bám của cầu ô tô

Hệ số bám lớn nhất =0,8

Bán kính làm việc trung bình của bánh xê chủ động

Tỷ số truyền của bộ truyền lực cuối cùng =1

Tỷ số truyền của hộp số phụ =1

Tỷ số truyền của truyền lực chính

=56424:

11854839762985168

1.42781.011375856224

đối với xe tải =2 2,5 ta chọn =2

ối với bánh răng di trợt trên trục thứ cấp: kc=1,1

ối với bánh răng luôn ăn khớp : kc=1

Do các cặp bánh răng luôn ăn khớp cho nên ta chọn : kc=1

ktp: Hệ số tảI trọng động phụ do sai số công nghệ

k =1,2 1,3 ta chọn k =1,2tp tp

kgc: Hệ số tập trung ứng suất tại góc lợn chân răng

kgc=1.1 Đối với bánh răng không mài góc lợn

3132

39240

1746Z’i

42,690,16

53,710,13

23,410,15Ztd’i

y

63.35

0,17

55.090,17

44.070,16

33.050,13

63.350,17

Để đảm bảo điều kiện bền,ứng suất tính đợc phảI thoả mãn điều kiệnsau:

: ứng suất gây gãy ( theo sức bền vật liệu)

ứng suất uốn răng thờng của các bánh răng họp số thờng nằm trong phạm vi sau:

ở các tay số 1 và 2 : 350-840 Mpa = 350-840 MN/m2

72.271,2

86.853

37.8102,3

1762 1348 1130 1065 1072

Khi đó ta có bảng kết quả sau

Kết quả này phù hợp với điều kiện ứng suất cho phép đối với bánh răng số2,3,4 và cặp bánh răng luôn ăn khớp

Đối với bánh răng số 1 ta chon vật liệu 40XC theotiêu chuẩn nga thoả mãn độbền về tiếp xúc và độ bền uốn

Vay các bánh răng đủ bền

IV: Tính toán trục hộp số

4.1: Tính sơ bộ trục kích thớc hộp số

 Trục sơ cấp d1=5,3 =39,37

, để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn d1=40mm

Để đảm bảo cứng vững và không gian lắp trục thứ cấp ta chọn

d1=60mm

-Trục trung gian : d2=0,45 =63mm

Đ

Đ

ể tiện cho quá trình chế tạo ta chọn : d2=65mm

ể đảm bảo độ cứng vững của trục cần thoả mãn điều kiện sau

d /l =0,16 0,18 ta đợc l = 361 406mm2 2 2

Ta chọn l =360 theo xe tham khảo l là độ dài trục trung gian2 2

- Trục thứ cấp : d3= 0,45 x = 63

để tiện cho quá trình chế tạo ta chọn d3= 65 mm

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

1 Cặp BR luôn ăn

khớp

142781011375856224

 Tính trục theo độ bền uốn Tại tiết diện nguy hiểm tính theo công

Mu là mômen chống uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục

Mn : là mô men uốn trong mặt phẳng ngang (yoz)

Md: Mômen uốn trong mặt phẳng thẳng đứng(xoz)

Với trục đặc Wu=0,1d3

 Tính trục theo bền xoắn

Trong đó :Mz mômen xoắn trục

Wz-mômen chống xoắn, đối với trục đặc

Wz=0,2d3

- ứng suất uốn và xoắn tổng hợp

Đối với thép C :45

Biểu đồ lực của cặp bánh răng luôn ăn khớp

4.2.1: Đối với trục thứ cấp

Giả sử các phản lực tại các ổ lăn có chiều nh hình vẽ Ta có các phơngtrình cân bằng lực và mô men nh sau

…vẽ hình

Dựa vào sơ đồ hộp số và công thức tính ta tính đợc các lực tác dụng lêntrục là

Vị trí a(mm) L3(mm) X0(N)

-27117-15736-9248

Y0(N)-7999-2753-601

X1(N)7971674808

Y1(N)300018771126682

Gài số 1 295

Gài số 2 157

27029570Gài số 3

Gài sô 4

6535

X1(N)270295701244211387

Y1(N)-27117-15736-9248

M (Nm) M (Nm) M (Nm)ux uy z

-7999-2735-601-236

7971674808

300018771126682

Kiểm nghiệm vị trí gài số 1

Biểu diễn mômen uốn :

Kiểm nghiệm vị trí gài số 2

Biểu diễn mômen uốn:

Kiểm nhiệm vị trí gài số 3.

Biểu diễn mômen uốn:

Kiểm nghiệm vị trí cài số 4

Biểu diễn mômen uốn

Dựa vào công thức tính độ bền uốnvà xoắn ta có các vị trí cài số khác nhau

292,7117,336,6

54,634,120,512,4

312,4135,855

292,7117,336,6

54,634,120,512,4

250135,855

Độ võng tại điểm C

Góc xoay tại điểm C

M0 mômen uốn tại điểm C (N.m)

a, b, l, là các khoảng cách đặt lực và chiều dài trục(m)

E là mô men đàn hồi của vật liệu E= 2.105MN/m2

J là mômen quán tính của tiết diện, đối với trục đặc ta xác định nhsau

với D đờng kính trục m

Do trên trục có nhiều lực và mômen tác dụng nên độ võng và góc xoay tạicác tiết diện bằng tổng đại số các độ võng và góc xoay tại tiết diện ấy dotừng lực và mô men riêng rẽ tác dụng

m)Tiết diện bánh răng 1

0,00660,00280,00270,0026

5,145.10-4

1,118.10-4

2,981.10-4

2,234.10-4

4.2.2: Đối với trục trung gian

Giả sử các phản lực tại các ổ lăn có chiều nh hình vẽ Ta có phơng trìnhcân bằng lực và mômen nh sau

Gài số2 20

Gài số3 20

330210100

360360360

-26232-11494-3718

11114 7793 51285120

1971

1592 7663-999 8713

Dựa vào đó ta có bảng kết quả sau

vị trí X4(N) Y4(N) Mux1 M’ux1 Muy1 Mux2 M’ux2 Muy2 Mz

Gài số1 7793

1592

51287663

102153

644694

15531

87138304

174166

715 -19,9 1062 512

707 -0,94 903 362

-966 1126-545 1108

 Kiểm nghiệm vị trí cài số 1

Biểu diễn mômen uốn

Hình vẽnkđkglk

 Kiểm nghiệm vị trí cài số 2

Biểu diễn mômen uốn:

Hình vẽgkfgjlkg

 Kiểm nghiệm vị trí cài số 3

Biểu diễn mômen uốn:

Hình vẽ

 Kiểm nghiệm vị trí cài số 4

Biểu diễn mômen uốn:

24252625

474848

85418871094654

316839,823

50,98057

-23276-22221

48552999M«men uèn t¹i tiÕt diÖn æ l¨n lµ:

Gµi sè2

2020

-13536-20404

19888 397,7 -270,7 820,6

Gài số4 20 -22221 2999 59,9 -444,4 820,6

Kiểm nghiệm vị trí cài số 1.

Biểu diễn mô men uốn:

Hình vẽ

Kiểm nghiệm vị trí cài số 2.

Biểu diễn mô men uốn:

Hình vẽ

Kiểm nghiệm vị trí cài số 3.

Biểu diễn mô men uốn:

Hình vẽ

Kiểm nghiệm vị trí cài số 4.

Biểu diễn mô men uốn:

75717470

64,164,164,164,1

148146148,2146,1

So sánh với điều kiện :

Do tốc độ vòng quay của ổ bi

của ổ

(vg/p) nên ta tính đợc khả năng làm việc

Kt: hệ số tính đến ảnh hởng của chế độ nhiệt đến độ bền lâu của

ổ bi, hộp số thờng làm việc ở nhiệt độ dới 3980k, ta lấy Kt=1





L: tuổi thọ tính theo triệu vòng L= Trong đó:

nt: số vòng quay tính toán ổ bi (vg/p), số vòng quay tính toán xác địnhtheo tốc độ trung bình của ôtô ở số truyền thẳng (ih=1)

nt=

ht: thời gian làm việc của lăn (h)

ht=

S : quãng đờng chạy của ô tô gia 2 lần đại tu (km)

m: bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn ,m=3 đối với ổ bi, m=10/3 đối với ổ

: hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở các số truyền

ã cho trong hộp , tơng ứng với các giá trị ( 0,1,1, 3, 10,80(%)

hệ số vòng quay , tính bằng tỉ số vòng quay của ổ lăn ởcác số truyền , 1,2,3,4, với số vòng quay tính toán (nt)

đ

:

Với trục sơ cấp : , với mọi số truyền

Với trục thứ cấp , các hệ số lần lợt 7,3 ; 4,5 ; 2,7 ; 1,66; 1

R , R …R : tải trọng quy dẫn hớng kính tác dụng lên ổ lăn ở các số truyềnq1 q2, q4

1,2,3,4,

Đối với bi cầu hớng kính : Rqn=A+mQ

A: tải trọng hớng kính tác dụng ổ lăn

A0(N)29331127784283

X1(N)270295701244211387

Y1(N)-27117-15736-9248

A1(N)24425174661549913573

Q: tải trọng chiều trục tác dụng lên ổ lăn

m: hệ số qui dẫn lực chiều trục về lực hớng kính , m=2,5

ối với ổ bi hớng kính loại tựa dới tác dụng của tảI trọng hớng kính A, phát sinh

ra thành phần chiều trục S đợc xác định theo công thức

S1(N)15571113988865Vì thành phần S ,S , của tải trọng hớng kính trên 2 ổ không bằng nhau nên tảI0 1

Rq2(N)3880843497

Rq3(N)2503436250

Rq4(N)199173088

Rtđ(N)82037100520

C(N)144890177450