Tính toán thiết kế hộp số của xe khách 29 chỗ và ứng dụng phần mềm Catia V5-R16 để kiểm nghiệm bền

1.2.2 Đặc tính động cơHình 1.3: Đồ thị đặc tính động cơ Với đường công suất Nemax được vẽ trên hệ trục toạ độ ne, Me thì đường này cắtđường đặc tính mô men Me của động cơ tại hai điểm: +

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Hưng Yên, Ngày tháng năm 2014 Chữ kí của giáo viên hướng dẫn

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Hưng Yên Ngày tháng năm 2014 Chữ kí của giáo viên phản biện

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 6

CHƯƠNG 1 GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI 7

1.1 Đặt vấn đề 7

1.2 Cơ sở xác định cấp số tối ưu của xe 8

1.2.1 Đặc tính kéo của xe 8

1.2.2 Đặc tính động cơ 9

1.2.3 Công thức xác định số cấp số tối ưu 10

1.3 Quy luật phân chia tỉ số truyền cho các tay số trung gian 10

CHƯƠNG 2 TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ CƠ KHÍ TRÊN ÔTÔ VÀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CỦA XE KHÁCH 29 CHỖ NGỒI 13

2.1 Thông số cơ bản của xe tham khảo và các tham số khác 13

2.2 Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ 14

2.2.1 Công suất động cơ theo điều kiện cản chuyển động(Pv) 14

2.2.2 Công suất cực đại của động cơ 14

2.2.3 Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ 15

2.2.4 Chọn sơ bộ số cấp số và tính tỉ số truyền của hệ thống truyền lực 16

2.3 Nhận xét các đồ thị chỉ tiêu động lực học và chọn số cấp số hộp số 27

2.4 Chọn sơ đồ động của hộp số và nguyên lý làm việc 28

2.5 Xác định tỉ số truyền của các tay số 31

2.6 Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số 32

2.6.1 Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: aωω 32

2.6.2 Chọn mô đun của bánh răng: m 32

2.6.3 Xác định số răng của các bánh răng 32

2.6.4 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục aωω 34

2.6.5 Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng 36

2.7 Kiểm tra độ bền hộp số 43

2.7.1 Chế độ tải trọng để tính bền hộp số 43

2.7.2 Tính bền bánh răng 46

2.7.3 Tính sức bền tiếp xúc 48

2.8 Tính toán trục hộp số 50

2.8.1 Chọn sơ bộ kích thước các trục 50

2.8.2 Sơ đồ lực tác dụng lên trục hộp số ở tay số 1 50

2.9 Tính toán ổ lăn và chọn ổ lăn 61

2.9.1 Ổ lăn trên trục sơ cấp 61

2.9.2 Ổ lăn trên trục trung gian 62

2.9.3 Ổ lăn trên trục thứ cấp 64

2.10 Đồng tốc và kiểm tra đồng tốc 65

2.10.1 Các loại đồng tốc 65

2.10.2 Kiểm tra đồng tốc quán tính có khóa hãm 66

2.11 Phương án dẫn động hộp số 66

2.12 Vật liệu sử dụng cho các chi tiết của hộp số 67

2.12.1 Vật liệu chế tạo bánh răng 67

2.12.2 Vật liệu chế tạo trục hộp số 67

2.12.3 Vật liệu chế tạo vỏ hộp số 68

CHƯƠNG 3 ỨNG DỤNG PHẦN MỀM CATIA V5- R16 ĐỂ THIẾT KẾ VÀ KIỂM NGHIỆM BỀN 69

3.1 Giới thiệu phần mềm 69

3.1.1 Giao diện Sketch 69

3.1.2 Giao diện Part Design 71

3.1.3 Giao diện Assembly 73

3.1.4 Giao diện tính bền 75

3.2 Thiết kế một chi tiết điển hình 77

3.3 Kiểm nghiệm bền một chi tiết điển hình 82

CHƯƠNG 4 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 88

TÀI LIỆU THAM KHẢO 89

MỤC LỤC HÌNH VẼ

Hình 1.1: sơ đồ lực kéo lý tưởng 7

Hình 1.2: Đồ thị biểu diễn Pk = Pemax = const 8

Hình 1.3: Đồ thị đặc tính động cơ 9

Hình 2.1: Đường đặc tính tốc độ ngoài của ô tô 16

Hình 2.2: Đồ thị Nemax = const theo Me và ne 17

Hình 2.3: Đồ thị biểu diễn Nk = Nemax = const 18

Hình 2.4: Đồ thị cân bằng công suất của xe 27

Hình 2.5: Đồ thị cân bằng lực kéo của xe 27

Hình 2.6: Sơ đồ động của phương án 1 29

Hình 2.7: Sơ đồ động của phương án 2 29

Hình 2.8: Sơ đồ động của phương án 3 30

Hình 2.9: Nguyên lí làm việc của hộp số 31

Hình 2.10: Sơ đồ lực tác dụng lên hộp số ở tay số 1 50

Hình 2.11: Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục trung gian ở số 1 52

Hình 2.12: Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục thứ cấp ở số 1 56

Hình 2.13: Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục sơ cấp hộp số ở số 1 59

Hình 2.14: Bộ đồng tốc quán tính có chốt hãm 65

Hình 2.15: Bộ đồng tốc quán tính có khóa hãm 66

Hình 3.1: Giao diện Sketch 69

Hình 3.2: Giao diện Part Design 71

Hình 3.3: Giao diện Assembly 73

Hình 3.4: Các thanh công cụ cơ bản 74

Hình 3.5: Giao diện tính bền 75

Hình 3.6: Các thanh công cụ cơ bản của giao diện tính bền 76

Hình 3.7: Tạo các đường kính đường tròn của bánh răng 77

Hình 3.8: Vẽ sketch biên dạng răng 77

Hình 3.9: Tạo plane mặt phẳng 78

Hình 3.10: Tạo biên dạng giống biên dạng ban đầu 78

Hình 3.11: Khối răng 79

Hình 3.12: Tạo biên dạng moayơ cho bánh răng 79

Hình 3.13 Tạo moay ơ cho răng 80

Hình 3.14:Tạo vát cạnh răng 80

Hình 3.15: răng đã được vát cạnh 81

Hình 3.16: bản vẽ lắp ghép 3D 81

Hình 3.17: Đưa chi tiết cần tính bền vào phần mềm catia 82

Hình 3.18: Chọn vật liệu 82

Hình 3.19: Kiểm tra thông số vật liệu 83

Hình 3.20: Giao diện tính bền 83

Hình 3.21: Tạo ràng buộc cố định 84

Hình 3.22: Đặt lực tác dụng lên trục 84

Hình 3.23: Chia lưới 85

Hình 3.24: Chạy chia lưới 85

Hình 3.25: Hiển thị chia lưới 86

Hình 3.26: Hiển thị ứng suất trên thanh 86

Hình 3.27: Hiển thị chuyển vị trên trục 87

DANH MỤC BẢNG

Bảng 1-1 Công thức tổng quát tính tỉ số truyền của các tay số khác nhau 12

Bảng 2-1 Quan hệ Pe, Me theo số vòng quay trục khuỷu ne 15

Bảng 2-2 Tỉ số truyền của các tay số ứng với số cấp số khác nhau 21

Bảng 2-3 Giá trị N và Nf theo vận tốc tại một số điểm thuộc vmin và vmax 22

Bảng 2-4 Giá trị các chỉ tiêu động lực học của xe ứng với Z= 4 24

Bảng 2- 5 Giá trị các chỉ tiêu động lực học của xe ứng với Z= 5 25

Bảng 2-6 Giá trị các chỉ tiêu động lực học của xe ứng với Z= 6 26

Bảng 2-7 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp 36

Bảng 2-8 Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc 37

Bảng 2-9 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 39

Bảng 2-10 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3 39

Bảng 2-11 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4 40

Bảng 2-12 Thông số của 2 bánh răng trụ răng thẳng số lùi 41

Bảng 2-13 Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi trên trục trung gian 41

Bảng 2-14 Công thức tính mômen truyền đến các trục hộp số 43

Bảng 2-15 Giá trị mômen động cơ và mômen theo bám truyền đến các trục của hộp số 44

Bảng 2-16 Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng 45

Bảng 2-17 Giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng của hộp số 46

Bảng 2-18 Hệ số và thông số trong công thức tính sức bền uốn bánh răng 47

Bảng 2-19 Giá trị ứng suất uốn và ứng suất uốn cho phép của bánh răng 48

Bảng 2-20 Giá trị các thông số trong công thức tính ứng suất tiếp xúc 49

Bảng 2-21 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép của các cặp bánh răng 49

LỜI NÓI ĐẦU

Trong nghành sản xuất và chế tạo ô tô trên thế giới, thì xe con chiếm một tỉ lệ khálớn Nó chủ yếu phục vụ việc đi lại của con người, nhưng về mặt kinh tế và nhất là đốivới một số nước kém và đang phát triển thì xe con không phải là một phương tiện hữu ích

và thông dụng Bên cạnh đó, xe khách tuy tính cơ động không cao, nhưng nó có thể giảiquyết vấn đề đi lại của một số lượng dân cư lớn Với mức thu nhập không cao thì xekhách (xe buýt) là phương tiện đi lại thuận tiện nhất

Đặc biệt với Việt Nam, trong nền kinh tế thị trường, với sự bùng nổ dân số tronggiai đoạn qua, dẫn đến mật độ dân số trong các thành phố là khá lớn, hệ thống giao thôngdày đặc, nhưng chất lượng không cao, hệ thống các cao tốc và xa lộ ít, thì việc hình thànhcác tuyến xe khách trong nội thành là giải pháp tốt nhất cho việc giảm bớt tai nạn và áchtắc giao thông, ngoài ra còn giảm bớt sự ô nhiễm môi trường do một khối lượng lớn xegắn máy thải ra

Chính điều đó, việc không ngừng cải tiến và sản xuất xe khách và xe du lịch (24chỗ trở lên) là một vấn đề được các nhà sản xuất ô tô trên thế giới quan tâm Việt Nam,với ngành công nghiệp ô tô đang trong giai đoạn chuyển mình trỗi dậy, bên cạnh việc liêndoanh sản xuất và lắp ráp các loại xe tải, xe con, các doanh nghiệp Việt Nam cũng xemtrọng vấn đề sản xuất, lắp ráp và cải tiến xe khách Trước đây chỉ có nhà máy ô tô HoàBình cải tiến xe IFA-W50 sang xe khách, còn hiện nay miền Bắc có Công ty ô tô 1-5 vàCông ty ô tô 3-2 cũng đã có xe khách mang thương hiệu của Việt Nam

Với đồ án tốt nghiệp có đề tài: “Tính toán thiết kế hộp số của xe khách 29 chỗ

và ứng dụng phần mềm Catia V5-R16 để kiểm nghiệm bền” là dịp để tác giả kiểm

nghiệm lại kiến thức đã được học và nâng cao sự hiểu biết

Để hoàn thành được bản Đồ án này ngoài sự nỗ lực của bản thân không thể không

kể đến sự chỉ bảo tận tình của thầy cô giáo trong bộ môn và nhà trường

Tuy nhiên do thời gian và kinh nghiệm thiết kế còn hạn chế, nên Đồ án tốt nghiệpnày không thể tránh khỏi những thiếu sót và hạn chế Vì vậy tác giả rất mong được sựđóng góp ý kiến của thầy cô và các bạn để Đồ án tốt nghiệp này được hoàn thiện hơn

Tác giả xin chân thành cảm ơn ! Sinh viên

Pk =

Pk

Me.it. h v

CHƯƠNG 1 GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI 1.1 Đặt vấn đề

Động cơ đốt trong là nguồn lực chính dùng cho các thiết bị động lưc như tàu thuỷ,tàu hỏa, máy phát, ô tô Các thiết bị như tàu thủy, tàu hoả, máy phát,…thường làm việc ởchế độ ổn định Riêng ô tô máy kéo, nhất là ô tô vận tải do nhu cầu sử dụng nên miền biếnthiên lực kéo và miền biến thiên vận tốc thay đổi trong một giải khá lớn, mà khả năngthích ứng của động cơ khó thoả mãn Bên cạnh đó hộp số phải bảo đảm sao cho hệ số sửdụng công suất là cao nhất

Hình 1.1: sơ đồ lực kéo lý tưởng

Ta biết đường lực kéo lí tưởng của xe có dạng:

e K

P P v

,

và đường đặc tính khi vẽ:

e t K

bx

M i P

r





hoàn toàn không có dạng phù hợp Vì vậy ta phải chọn tỉ số truyền hộp số như thế nào đó

để động cơ phát ra công suất lớn nhất và gần với đặc tính lí tưởng

Có hai giới hạn xác định miền biến thiên vận tốc (vmin vmax) và biến thiên lực kéo(PKmin  PKmax) Miền biến thiên càng lớn thì việc chọn số tay số và quy luật phân chia

càng khó khăn hơn Do vậy trong 1 xe cụ thể với yêu cầu miền biến thiên lực kéo và vậntốc xác định ta cần giải quyết hai vấn đề:

1 Tìm số tay số Z tối ưu

2 Tìm quy luật phân chia tỉ số truyền trung gian hợp lí.

Trong chương này của đồ án sẽ trình bày lí luận về chọn tay số tối ưu và quy luậtphân chia tỉ số truyền cho các tay số trung gian

1.2 Cơ sở xác định cấp số tối ưu của xe

+ Điểm A: là điểm ứng với lực kéo ở vận tốc lớn nhất vmax của xe

+ Điểm B: là điểm ứng với lực kéo lớn nhất của xe ta có vận tốc vB

(Trong đó lực kéo lớn nhất của xe phụ thuộc vào hệ số bám  của đường)

Vậy ta thấy miền biến thiên vận tốc của xe là khoảng vBvA

Hình 1.2: Đồ thị biểu diễn Pk = Pemax = const

1.2.2 Đặc tính động cơ

Hình 1.3: Đồ thị đặc tính động cơ

Với đường công suất Nemax được vẽ trên hệ trục toạ độ (ne, Me) thì đường này cắtđường đặc tính mô men Me của động cơ tại hai điểm:

+ Điểm A: tại đó số vòng quay của động cơ là lớn nhất nemax

+ Điểm K: tại đó số vòng quay của động cơ là nK, được xác định bằng phương pháp tìmgiao điểm trên đồ thị

Miền biến thiên nk nemax của số vòng quay động cơ nk nemax là miền tại đó động

cơ phát ra miền công suất lớn nhất

Vậy qua phân tích trên ta thấy tỉ số truyền chung ich để xe biến đổi vận tốc từ vB

ing= ih max

(ihmax, ihmin là tỉ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hộp số cơ khí)

Qua đồ thị ta thấy nếu ta chọn itr tăng (có nghĩa là giảm nk) thì công suất của động

cơ Pe giảm (nemax của động cơ là không đổi) Vậy việc thay đổi tỉ số miền biến thiên trongcần phải hợp lí Với tỉ số miền biến thiên ngoài ing xác định được do việc xác định được ich

và itr

Từ việc lập luận trên ta đi xây dựng công thức tính gần đúng số cấp số Z và tiếnhành phân chia tỉ số truyền cho các tay số

1.2.3 Công thức xác định số cấp số tối ưu

Giả sử số cấp số của hộp số là Z, qua phân tích các đồ thị và khai triển (3) ta được:

1.3 Quy luật phân chia tỉ số truyền cho các tay số trung gian

Ta đã biết có hai cách phân chia tỉ số truyền cho các tay số là:

+ Phân chia theo cấp số nhân

+ Phân chia theo cấp số điều hoà.

Với ô tô thường hay sử dụng phương pháp phân chia theo cấp số nhân Tuy nhiên,

ô tô thường hay sử dụng ở tay số cao của hộp số, do đó nếu dùng cấp số nhân thì số lượng

số truyền ở khu vực này ít hơn so với số lượng số truyền ở số thấp Vì vậy ở đây đề xuấtmột phương án khác, đó là phương án phân chia tỉ số truyền hỗn hợp Nghĩa là sử dụngcấp số nhân nhưng công bội q không phải là hằng số mà thay đổi theo các tay số trunggian, nhằm giảm bớt được hạn chế trên

Với tỉ số truyền nhỏ nhất nhất ihZ (ihmin) đã chọn (số truyền thẳng hoặc số truyềntăng)và tỉ số truyền lớn nhất ih1 (ihmax) xác định từ công thức (3):

i

hmax =

ing

ihmin

Các tỉ số truyền trung gian được xác định theo các công thức Trong đó:

- 1: Giá trị bước nhảy thứ nhất

- 2: Giá trị bước nhẩy thứ hai

- 3: Giá trị bước nhẩy thứ ba,

Nếu ta chọn một bước nhảy 1 1 còn các bước nhẩy khác có giá trị bằng 1 thìtheo công thức ta được các tỉ số truyền trung gian được tính theo cấp số nhân

Trong đó bước nhẩy 1, 2, 3 lần lượt được tính như sau:

- Ta chọn sơ bộ:

+ 1 = itr

+ 2 = 1,10

+ Với ih1 đã biết, theo công thức trong bảng trên thay vào ta được 3

- Nếu 1 3 <1,1 thì thay 1,2, 3 vào công thức trong bảng trên ta sẽ tính được tỉ sốtruyền trung gian của hộp số

- Nếu 3 <1 thì chọn 3 = 1, rồi tính lại 2 theo ih1 và 1 sau đó thay vào các công thức tínhtrong bảng 1.1

- Nếu 2 < 1 thì chọn 2 = 1, rồi tính lại 1 theo ih1 sau đó thay vào công thức trong bảng1.1 ta sẽ được các tỉ số truyền trung gian của hộp số

Bảng 1-1 Công thức tổng quát tính tỉ số truyền của các tay số khác nhau

Tay số Tỉ số truyền Bước nhảy Bước nhảy

trung gian 1

Bước nhẩytrung gian 2

CHƯƠNG 2 TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ CƠ KHÍ TRÊN ÔTÔ VÀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ CỦA XE KHÁCH 29 CHỖ NGỒI

2.1 Thông số cơ bản của xe tham khảo và các tham số khác

Trọng lượng toàn bộ (kg): 6670

Vận tốc lớn nhất của ô tô (m/s): 27.2

Động cơ: Diesel, D4DD, có tubo tăng áp

Số vòng quay, ứng với công suất cực đại (v/p): 2800

Số vòng quay ứng với Memax (v/p): 1600

2.2 Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ

Các đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ là những đường cong biểu diễu sựphụ thuộc của các đại lượng công suất, mômen theo số vòng quay của trục khuỷu động

cơ Các đường đặc tính này gồm có:

+ Đường công suất: Ne = f(ne)

+ Đường mô men xoắn: Me = f(ne)

Khi động cơ làm việc các đại lượng Ne, Me, thay đổi theo số vòng quay của trụckhuỷu ωe, trị số của ne biến thiên từ ωemin ổn định đến ωemax

Trong phần tính toán này, các đường đặc tính này được xác định bằng cách sửdụng các công thức thực nghiệm, sau đó lập quan hệ công suất Ne và mô men xoắn Me

của động cơ theo ωe sau đó ta sẽ vẽ được các đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ

2.2.1 Công suất động cơ theo điều kiện cản chuyển động(Pv)

- f : Hệ số cản lăn của đường, f = 0,018

(Vì xe hoạt động trong thành phố trên đường tốt, nên ta chọn hệ số cản lăn củađường với giá trị f = 0.018)

- vmax : Tốc độ cực đại của xe (m/s), vmax = 27,2

- Cw : Hệ số cản của không khí (0,3  0,45), chọn Cw = 0,4

- Kf: hệ số điền đầy diện tích (0,75 0,9), chọn Kf=0,9

- A : Diện tích cản chính diện của xe (m2), A = Kf.2,060.2,755= 5,10

- t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, t = 0,89

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

có buồng cháy trực tiếp thì a=0,5; b=1,5; c=1,0

 = 1 động cơ diesel: tỉ số giữa số vòng quay của động cơ với vận tốc lớn nhất của xe

và công suất lớn nhât của động cơ

Ta có được công suất cực đại của động cơ: Nemax = 64,59 (Kw)

2.2.3 Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ

Đường biểu diễn công suất của động cơ:

Ne = Nemax.( a.’ + b ’2 – c ’3)Trong đó:

- ’ = ne / nN, với n N = 2800./30 (rad/s)

- Ne, ne: Công suất và số vòng quay tại một điểm trên đường đặc tính của động cơ

Đường biểu diễn mô men định mức của động cơ :

Me = 1000 Ne/ ne (N.m) (Trong đó đơn vị của Ne là Kw ) Lần lượt thay các giá trị vào các công thức trên ta được giá trị của Ne và Me (Bảng 2-1)

Bảng 2-1 Quan hệ Pe, Me theo số vòng quay trục khuỷu ne

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0

Me Ne

Hình 2.1: Đường đặc tính tốc độ ngoài của ô tô

Trị số công suất Pemax ở phần tính toán trên chỉ là phần công suất động cơ dùng đểkhắc phục các lực cản chuyển động Để chọn động cơ đặt trên ô tô, cần phải tăng thêmphần công suất để khắc phục các sức cản phụ: tiêu âm, quạt gió, máy nén khí, các loạibơm dầu, radio, điều hoà nhiệt độ ,vì vậy phải chọn động cơ có công suất lớn nhất là:

N’emax = (1,1  1,3).Nemax= 75 (Kw)

2.2.4 Chọn sơ bộ số cấp số và tính tỉ số truyền của hệ thống truyền lực.

Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực trong trường hợp tổng quát được xác địnhtheo công thức sau:

it = ih if i0

Trong đó:

- ih: Tỷ số truyền của hộp số chính

- if: Tỷ số truyền của hộp số phụ

- i0: Tỷ số truyền của truyền lực chính

Vì xe 1 cầu chủ động, truyền lực chính loại đơn nên if = 1

2.2.4.1 Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính i0

Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 được xác định từ điều kiện đảm bảo cho ôtôđạt vận tốc cực đại:

Trong đó:

- Hộp số truyền thẳng : ihn = 0,85 (ihn là tỉ số truyền của tay số cao nhất) ta chọn là tỉ sốtruyền cao với ihn<1

- nv : Số vòng quay trục khuỷu của động cơ tương ứng với vmax của ô tô, nv=293 (rad/s)

- vmax : Vận tốc lớn nhất của xe (theo xe tham khảo), vmax = 27,2 (km/h)

- rb : Bán kính làm việc trung bình, được xác định theo kích thước lốp

rb = 1 r 0

+ 1 : Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, 1 = 0,93 đối với lốp áp suất thấp

+ r0 : bán kính thiết kế của bánh xe, r0 được tính như sau :

r0 = (B + d/2).25,4 = 381 (mm) = 0,381 (m)

rb = 0,93 0,381 = 0,35 (m)

Thay số tính được : i0 = 4,828

2.2.4.2 Chọn sơ bộ số cấp và tính các tỉ số truyền trung gian của hộp số

Việc tìm số cấp số của hộp số và tính các tỉ số truyền trung gian của hộp số ta tiếnhành trên cơ sở lí luận đã nêu ở chương I

a Chọn sơ bộ số cấp số Z của hộp số

Sau khi xây dựng được đồ thị đường đặc tính tốc độ ngoài Ta xác định số cấp sốcủa hộp số theo các bước sau:

Tìm tỉ số miền biến thiên trong itr

Hình 2.2: Đồ thị Nemax = const theo Me và ne

Vẽ đồ thị đường Nemax = const trên hệ toạ độ chứa đường đặc tính tốc độ ngoài củađộng cơ Me(ne) Đồ thị Nemax = const = 64,59 (Kw) có dạng hypebol cắt đồ thị Me(ne) tạihai điểm A(nemax,MA) và K(nk,Mk), với nemax=293 (rad/s), nk xác định bằng cách tìm toạ độđiểm K trên đồ thị, ta được nk =240 (rad/s).

max 1,22

ne n k

itrTìm tỉ số truyền chung ich

Hình 2.3: Đồ thị biểu diễn Nk = Nemax = const

Ta vẽ đường Nemax = const trên hệ toạ độ (Nk,V) Đồ thị này có dạng hypebol cắt

đồ thị Pkmax = P = .G2.g.m2k = const ( là hệ số bám của đường) tại điểm B Vận tốc tạiđiểm B xác định được bằng cách vẽ đồ thị và xác định tọa độ giao điểm m2k: hệ số phân

bố lại trọng lượng m2k =1,1÷1,3 chọn 1,3

G2: trọng lượng tĩnh tác dụng lên các bánh xe sau

=0,8 hệ số bám với loại đường nhựa và bê tông trong điều kiện khô sạch

+ vA: Vận tốc lớn nhất của xe, vA = 27,2 (m/s)

+ vB = 4,18 (m/s)

Tìm tỉ số truyền lớn nhất của hộp số imax

Ta tính được tỉ số miền biến thiên ngoài ing:

ing= ich

itr =

imax

imin

Từ đó ta tính được imax = 5,33 với imin = 1 (Hộp số truyền thẳng)

Số cấp số Z của hộp số được tính theo công thức sau:

 log i ch Z

log i trThay các giá trị đã biết ta tính được Z ≤ 9,41 Chọn sơ bộ cấp số Z = 5 Tuy nhiên

ta sẽ tính toán các chỉ tiêu về công suất, chỉ tiêu về lực kéo, (Bảng 2-4 ứng với Z= 4, bảng2-5 ứng với Z=5, bảng 2-6 ứng với Z = 6) rồi vẽ đồ thị cân bằng công suất, cân bằng lựckéo cho cả Z = 4 ; 5 và 6 nhằm đánh giá lại số cấp Z ta chọn có hợp lí hay không

b Xác định tỉ số truyền của các tay số với số cấp khác nhau

Các tay số trung gian được phân chia theo phương pháp đã đề ra ở chương I, vậy ta

sử dụng các công thức tổng quát trong bảng 1-1 để tính các tỉ số truyền của các tay sốtrung gian

Trong đó các bước nhẩy 1, 2, 3 đối với mối số cấp số (Z) lần lượt được tính nhưsau:

Bảng 2-2 Tỉ số truyền của các tay số ứng với số cấp số khác nhau

nhẩy

Bước nhẩytrung gian 1

Bước nhẩytrung gian2

2.2.4.3 Xác định vận tốc của ô tô tương ứng với từng số truyền.

Vận tốc chuyển động của ô tô ở các tay số được xác định theo công thức sau:

2.2.4.4 Xây dựng đồ thị các chỉ tiêu động lưc học của ô tô.

1 Xác định chỉ tiêu về công suất

a Phương trình cân bằng công suất

Trường hợp ôtô làm việc tổng quát trên dốc nghiêng:

bỏ qua

b Đồ thị cân bằng công suất

Để xây dựng đồ thị công suất tiêu hao cho cản lăn Nf và công suất cản khí N ta chỉcần xác định các giá trị của chúng tại một số điểm từ vmin và vmax

Bảng 2-3 Giá trị N và Nf theo vận tốc tại một số điểm thuộc vmin và vmax

Nhận xét:

- Trị số của đường biểu diễn công suất Nk là như nhau ở mọi số truyền khi hiệu suất

t = const với 1 loại xe (Giá trị Nk được tính ở bảng 2-1)

- Đường biểu diễn Pf là đường bậc nhất qua gốc toạ độ

- Đường biểu diễn đồ thị N là đường cong N= f(v3) được cộng tiếp với Pf theo trục tung

- Trên đồ thị đoạn nằm giữa Nk và (Nf + N) là công suất dư Công suất dư này để ôtô cóthể khắc phục công suất cản lên dốc, công suất cản tăng tốc, công suất cản ở moóc kéo

2 Xác định chỉ tiêu về lực kéo

a Phương trình cân bằng lực kéo

Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô khi chuyển động tổng quát lên dốc với đầy

đủ các thành phần lực cản được biểu diễn theo dạng sau:

Lập bảng tính Pk theo vận tốc của từng số truyền

Với các giá trị i0, if, rb, t là không đổi do đó giá trị của lực kéo Pk sẽ thay đổi theohai thông số là mô men xoắn và tỷ số truyền của hộp số Do đó công thức xác định Pk cóthể viết dưới dạng:

Pkm = C Me Ihm , Với C =

io.if.ηt

rb

Trong đó:

- Me thay đổi từ Memin đến Me(nemax).

- Pkm lực kéo ở số truyền đang tính ứng với hộp số có số tay số là Z

- Các thông số còn lại ta đã biết

Thay số ta tính được giá trị của Pk cho từng tay số ứng với Z khác nhau

Lực cản lăn Pf = m.g.f = const = 1177,8 (N)

Lực cản không khí được xác định theo công thức :

13

ωω

P 

2

C A.v

Qua công thức ta thấy P là một đường cong bậc 2 chỉ phụ thuộc vào vận tốc của

xe, với v biến thiên từ vmin đến vmax ta sẽ xác định được các giá trị của P (Bảng 2-4, 2-5,2-6)

Nhận xét:

- Pf được biểu diễn trên đồ thị là đường thẳng song song với trục hoành (ở trường hợp nàycoi hệ số cản lăn f= const)

- P là đường parabol phụ thuộc vào trị số vận tốc bình phương

- Pk của tay số lớn nhất cắt đường biểu diễn lực cản (Pf +P), tại giao điểm đó dóng xuốngtrục hoành ta được vmax

- Ở các vận tốc khác khoảng tung độ nằm giữa Pk và (Pf + P) là lực kéo dư được tínhbằng hiệu số: Pkd = Pk-(Pf +P), dùng để ôtô khắc phục lực cản lên dốc, lực cản tăng tốc

Bảng 2-4.Giá trị các chỉ tiêu động lực học của xe ứng với Z= 4

V1 0.40 0.80 1.20 1.60 2.01 2.41 2.81 3.21 3.62 4.02 5.22

Nk1 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.8

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk1 9.21 10.9

4

12.39

13.54

14.41

14.9

15.28

15.00

14.41

10.95

V2 0.70 1.40 2.11 2.81 3.51 4.21 4.91 5.62 6.32 7.02 9.13

Nk2 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.8

48.74

53.80

57.48

56.79

15.82

Nk3 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.8

48.74

53.80

57.4856.79

35.8

48.74

53.80

57.48

56.79

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk1 9.21 10.9

4

12.39

13.54

14.41

14.98

15.28

15.28

15.00

14.41

10.95

V2 0.60 1.21 1.81 2.42 3.03 3.63 4.24 4.85 5.45 6.06 7.87

Nk2 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk3 3.99 4.74 5.36 5.86 6.24 6.49 6.61 6.61 6.49 6.24 4.74

V4 1.40 2.80 4.20 5.60 7.00 8.40 9.80 11.2

0

12.60

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.4856.79

Pk1 9.21 10.9

4

12.39

13.54

14.41

14.98

15.28

15.28

15.00

14.41

10.95

V2 0.55 1.11 1.67 2.22 2.78 3.34 3.90 4.46 5.01 5.60 7.24

Nk2 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk2 6.59 7.83 8.86 9.69 10.3

1

10.72

10.93

10.93

10.72

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk3 4.71 5.60 6.34 6.93 7.37 7.67 7.82 7.82 7.67 7.37 5.60

V4 1.08 2.17 3.26 4.35 5.44 6.53 7.61 8.70 9.79 10.9

0

14.14

Nk4 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk4 3.37 4.01 4.54 4.96 5.28 5.49 5.60 5.60 5.49 5.28 4.01

V5 1.52 3.04 4.56 6.08 7.60 9.12 10.6

4

12.16

13.69

15.21

19.77

Nk5 3.67 8.73 14.8

2

21.60

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

28.73

35.86

42.64

48.74

53.80

57.48

56.79

Pk6 1.73 2.05 2.32 2.54 2.70 2.81 2.86 2.86 2.81 2.70 2.63

2.3 Nhận xét các đồ thị chỉ tiêu động lực học và chọn số cấp số hộp số

Hình 2.4: Đồ thị cân bằng công suất của xe

5 10 15 20

1 2 3 4 5

1 2 3 4 5 6

+ Ứng với Z = 4, các đường đồ thị chỉ tiêu động lực học của xe có bước nhẩy lớn, và có

sự gián đoạn, do đó không tận dụng được vùng công suất max của xe một cách tối ưu,chưa giảm được suất tiêu hao nhiên liệu Tuy nhiên hộp số sẽ chế tạo đơn giản hơn, điềukhiển dễ dàng vì có kết cấu đơn giản

+ Ứng với Z = 5, ta thấy các đường đồ thị chỉ tiêu động lực học của xe có các bướcnhẩy khá hợp lí, không có sự gián đoạn của các đường, do đó đã tận dụng được vùng côngsuất max một cách tối ưu Giảm được suất tiêu hao nhiên liệu, phù hợp với xe khách chạy

trong thành phố nơi đông dân cư Việc điều khiển phức tạp hơn hộp số 4 cấp, cả về kếtcấu Nhưng không đáng kể so với những ưu điểm mà nó mang lại.

+ Ứng với Z = 6, ta thấy nó mang những ưu điểm của hộp số 5 cấp, nhưng với hộp sốnày thì kết cấu sẽ rất phức tạp, nên việc gia công chế tạo sẽ gặp khó khăn, hộp số sẽ cồngkềnh, dẫn động phức tạp

Qua phân tích trên ta chọn Z = 5 là hợp lí nhất vì nó vừa đảm bảo những yêu cầucủa hộp số, vừa có kết cấu không phức tạp lắm, bố trí dẫn động thuận lợi hơn hộp số 6cấp

2.4 Chọn sơ đồ động của hộp số và nguyên lý làm việc

Với hộp số 5 cấp sơ đồ động có thể có các phương án sau

Phương án 1

Hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, số truyền cuối là số truyềnthẳng, có các cặp bánh răng ở các số 2, 3, 4 luôn luôn ăn khớp với nhau Hộp số có hai bộđồng tốc để gài số 2 và số 3, số 4 và số 5 Các bánh răng trên trục trung gian lắp chặt vàluôn quay Việc gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng số 1 về phía sau Kết cấu hộp sốđơn giản, gọn nhẹ hơn các phương án khác, dẫn động cũng đơn giản hơn

Số5 Số 4 Số 3 Số 2 Số 1 Số lùi

Số 3 Số 2

Hình 2.7: Sơ đồ động của phương án 2

Phương án 3

Hình 2.8: Sơ đồ động của phương án 3

Cấu tạo của hộp số về cơ bản cũng giống phương án 1 và phương án 2 Nhưng cócặp bánh răng gài số lùi riêng (không tận dụng các bánh răng gài số 1), và gài số lùi bằngcách di trượt bánh răng đảo chiều quay về phía trước cho ăn khớp với cặp bánh răng chủđộng và bị động của số lùi (hai bánh răng này được lắp chặt trên các trục) Do đó kết cấuhộp số rất phức tạp, chiều dài hộp số sẽ tăng lớn, đặc biệt dẫn động gài số sẽ khó khăn vìphải tăng ống trượt và càng sang số

Kết luận:

Qua phân tích các phương án dẫn động trên ta thấy phương án 1 vẫn tối ưu nhất:kết cấu đơn giản, cơ cấu dẫn động không quá phức tạp so với các phương án khác, vẫnđảm bảo được các yêu cầu của hộp số Vậy ta chọn sơ đồ động ở phương án 1 cho hộp số thiết kế

Nguyên lí làm việc của hộp số.

Số 1: Đẩy tay số, làm cho bánh răng của số

1 của trục thứ cấp di chuyển về phía trước và ăn

khớp với bánh răng của số 1 của trục trung gian

Mô men xoắn truyền từ trục sơ cấp sang trục thứ

cấp như hình a

Số 2: Đẩy tay số, làm cho bộ đồng tốc của số 2

và 3 đi về phía sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn

khớp với vành răng trên bánh răng số 2(trên trục thứ

cấp) và cố định bánh răng số 2 này trên trục Mô men

xoắn truyền từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình b

Số 3: Đẩy tay số, làm bộ đồng tốc của số 2 và 3

đi về phía trước, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp

với vành răng trên bánh răng số 3 (trên trục thứ cấp) và

cố định bánh răng số 3 này trên trục Mô men xoắn truyền

từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình c

Số 4: Đẩy tay số, làm bộ đồng tốc của số 4 và 5 di

chuyển về phía sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn

khớp với vành răng của bánh răng số 4 (trên trục thứ cấp)

và cố định bánh răng số 4 này trên trục Mômen xoắn

truyền từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình d

Số 5: Đẩy tay số, làm bộ đồng tốc của số 4 và 5 đi

về phía trước, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với

những răng trong của bánh răng số 5 nằm trên trục sơ cấp,

lúc đó trục sơ cấp và trục thứ cấp nối tiếp với nhau (số

truyền thẳng) Trục trung gian không tham gia vào quá

trình truyền mô men xoắn e

Số lùi: Đẩy tay số, làm cho bánh răng số 1 (trên

trục thứ cấp) dịch chuyển về phía sau cho đến khi bánh

răng này ăn khớp với bánh răng số lùi Mô men xoắn từ

trục sơ cấp truyền đến trục trung gian, qua bánh răng phụ

rồi mới đến trục sơ cấp g Do đó trục sơ cấp sẽ quay

ngược chiều

Hình 2.9: Nguyên lí làm việc của hộp số

a) Số 1; b) Số 2; c) Số 3 ; d) Số 4; e) Số 5; g) Số lùi

2.5 Xác định tỉ số truyền của các tay số

Tỉ số truyền của các tay số trong hộp số ta đã xác định được trong quá trình xácđịnh số cấp số và tính toán các chỉ tiêu động lực học của xe Với hộp số 5 cấp ta có các tỉ

số truyền ứng với các tay số như sau:

2.6 Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số

2.6.1 Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: aω ω

Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục aω ω được

- Mô men cực đại của động cơ Memax = 373 (N.m).

- ka: Hệ số kinh nghiệm, với xe lắp động cơ diesel ta chọn ka = 20,5

Thay số ta tính được: aω w = 148 (mm)

2.6.2 Chọn mô đun của bánh răng: m

Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng thẳng Cặp bánh răng số 2, 3, 4 và cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn là bánh răng trụrăng nghiêng

Môđun m của cặp bánh răng thẳng và mn của cặp bánh răng nghiêng phụ thuộc vào

mô men cực đại trên trục thứ cấp Mt:

Mt = Memax i1 = 0,373 5,33 = 1,98 (KNm)Dựa vào đồ thị hình 7 và giá trị Mt ta chọn được mô đun m và mn, kết hợp với cácgiá trị mô đun tiêu chuẩn ta chọn: m = 4,0 ; mn = 3,5

2.6.3 Xác định số răng của các bánh răng

Ta chọn góc nghiêng của răng  = 300

Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớpchọn theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za 13 Ta chọn Za=18 (răng)

Số lượng răng Za’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớpđược xác định theo công thức sau:

+ ign: Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=14), ta khôngtính cho số 5 vì đây là tay số truyền thẳng.

Z gl

.Vậy tỉ số truyền của hộp số cũng thay đổi, ta tính lại và được như sau:

2.6.4 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục aω ω

Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làmthay đổi các khoảng cách trục aw Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục aw của tất cả cácbánh răng ăn khớp Công thức tính như sau:

Với bánh răng trụ răng thẳng: w

.( 1 2)2

Với bánh răng trụ răng nghiêng: w

.( 1 2 ) 2.cos

Lần lượt thay số ta có:

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: aω wa = 148 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1: aω w1 = 148 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2: aω w2 = 149,5 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 3: aω w3 = 149,5 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 4: aω w4 = 149,5 (mm)

Qua kết quả trên ta chọn: aω w = aω wa = aω w2 = aω w3 = aω w4 = aω wc = 149,5 (mm)

Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số

1 Do đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc của các cặp bánhrăng gài số 1:

- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục ky:

w w w1

Se1, 2 (0,2 0,3).m

Ta có công thức tính chiều dày răng ở đỉnh S1 của bánh răng Zg1, và S1’ của bánhrăng Zg1’ như sau:

Vậy thỏa mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không được quá nhỏ.

2.6.5 Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng

Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lậpthành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản

vẽ của hộp số

Bảng 2-7 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp

'3,11

Z a i

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

'

1 1,74 1

Z i Z

6 Khoảng cách trục khi xt = 0 aω w1 aω w = 0,5.m.(Z1+Z1’)=148(mm)

7 Khoảng cách trục khi xt  0 aω wc aω wc =aω w.(ky+1) = 149,5 (mm)

8 Hệ số thay đổi khoảng cách

w w w

14 Đường kính vòng chân răng Dc

Dc1 = 98 (mm)D’c1= 178 (mm)

d01 = d1.cos0 = 101,48 (mm)d’01 = d1’.cos0 =176,66(mm)

16 §é dÞch chØnh ngîc h0 h0 = xt.m-(aω ωc-aω ω) =-0,612

hd1=0,5(Dd1-dK1) = 3,45 (mm)h’d1=0,5(D’d1-d’K1)=9,67(mm)

- Xác định Dd và Dctheo các công thức sau:

Bảng 2-9 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2

'

2 1,05 2

13 Chiều rộng vành răng B B=(7,08,6).mn, chọn B = 28

Bảng 2-10 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3