Thiết kế hộp số cơ khí cho xe khách 36 chỗ trên cơ sở tối ưu hoá các chỉ tiêu động lực học của xe

Khi động cơ làm việc các đại lượng Ne, Me, thay đổi theo số vòng quay của trục khuỷu ne, trị số của ne biến thiên từ nemin ổn định đến nemax Trong phần tính toán này, các đường đặc tính

MỤC LỤC

MỞ ĐẦU

Chiếc ô tô đầu tiên chạy bằng hơi nước xuất hiện cách đây khá lâu Từ đó đến nay nó không ngừng cải tiến và hoàn thiện Đặc biệt trong hai thập kỉ vừa qua nền Công nghiệp chế tạo ô tô đã có những tiến bộ vượt bậc trong kĩ thuật cũng như về hình dáng

Trong nghành sản xuất và chế tạo ô tô trên thế giới, thì xe con chiếm một tỉ lệ khá lớn Nó chủ yếu phục vụ việc đi lại của con người, nhưng về mặt kinh tế và nhất là đối với 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 giải quyết vấn đề đi lại của một số lượng dân cư lớn Với mức thu nhập không cao thì xe khách (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 trong giai đoạn qua, dẫn đến mật độ dân số trong các thành phố là khá lớn, hệ thống giao thông dày đặc, nhưng chất lượng không cao, hệ thống các cao tốc và xa lộ ít, thì việc hình thành các tuyến xe khách trong nội thành là giải pháp tốt nhất cho việc giảm bớt tai nạn và ách tắc giao thông, ngoài ra còn giảm bớt sự ô nhiễm môi trường do một khối lượng lớn xe gắn máy thải ra

Chính điều đó, việc không ngừng cải tiến và sản xuất xe khách và xe du lịch (24 chỗ 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 liên doanh sản xuất và lắp ráp các loại xe tải, xe con, các doanh nghiệp Việt Nam cũng xem trọng vấn đề sản xuất, lắp ráp và cải tiến xe khách Trước đây chỉ có nhà máy ô tô Hoà Bình cải tiến xe IFA-W50 sang xe khách, còn hiện nay miền Bắc có Công ty ô tô 1-5 và Công ty ô tô 3-2 cũng đã có xe khách mang thương hiệu của Việt Nam

Với đồ án tốt nghiệp có đề tài: “Thiết kế hộp số cơ khí cho xe khách 36 chỗ trên

cơ sở tối ưu hoá các chỉ tiêu động lực học của xe” là dịp để em 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 giáo trong bộ môn và nhà trường Đặc biệt là

sự hướng dẫn của thầy giáo TS.Nguyễn Quang Anh

Tuy nhiên do thời gian và kinh nghiệm thiết kế còn hạn chế, nên Đồ án tốt nghiệp này không thể tránh khỏi những thiếu sót và hạn chế Vì vậy em rất mong được

sự đóng góp ý kiến của cỏc thầy giáo trong khoa và các bạn để Đồ án tốt nghiệp này được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn ! Sinh viên

Đỗ Khắc Thảo

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC KÉO CỦA XE VÀ CƠ SỞ LỰA CHỌN

BAN ĐẦU.

1.1 Nôi dung và phương pháp nghiên cứu :

Trước nhu cầu thực tế tại các thành phố,đô thị của Việt Nam hiện nay đang cần một số lượng lớn xe khách từ 24 đến 36 chỗ để phục vụ cho giao thông công cộng cũng như

xe khách đê vận chuyển hành khách đường dài trên các tuyến quốc lộ,tỉnh lộ nhằm giảm bớt áp lực vê mật độ giao thông và ô nhiễm môi trường, do các phương tiện giao thông cá nhân quá lớn gây ra.Chính vì vậy ma nhà nước và các doanh nghiệp sản xuất ô

tô trong nước hiện nay đang tập trungđầu tư và phát triển việc sản xuất ô tô chở khách mang thương hiệu việt nam

Hộp số ô tô là một tổng thành quan trọng trên xe khách 36 chỗ ngồi,trong đồ an đã tập trung nghiên cứu thiết kế hộp số thông qua việc tính toán lực kéo, tính toán thiết kế cá kích thước và kiêm tra độ bền của hộp số, chọn phương án dẫn động hộp số

Phương pháp nghiên cứu của đê tài là thực hiện các tính toán thiết kế hộp số cho xe khách 36 chỗ kêt hợp với tham khảo các tài liệu thiết kế và dựa trên cá số liệu thực tế của xe khách PAZ - 672 do Nga chế tạo

1.2 Cơ sơ xác định số cấp số tối ưu của xe :

- Phải phù hợp với đông cơ của xe và phải đảm bảo cho hệ số sử dụng công suất của động cơ là cao nhất

- Tối ưu hóa các chỉ tiêu động lưc học của xe đặc biệt là đặc tính sức kéo

- Đảm bảo dải biến thiên cho tốc độ của xe, hoạt động phải êm dịu, nhẹ nhàng, dễ điều khiển, hiệu suất truyền cao

- Kích thước hộp số phải gọn lắp đặt dễ dàng

- Việc bảo dưỡng , sửa chữa hộp số phải thuận lợi dễ thực hiện , khối lượng nhỏ

1.3 Tính toán động lực kéo của xe

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

Tự trọng (kg): 4535

Vận tốc lớn nhất của ô tô (m/s): 22.2

Động cơ: Xăng, không hạn chế số vòng quay

Số vòng quay, ứng với công suất cực đại (v/p): 3200

Số vòng quay ứng với Memax (v/p): 2000 ÷ 2500

1.3.2 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 sự phụ thuộc của các đại lượng công suất, mô men 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 trục khuỷu ne, trị số của ne biến thiên từ nemin ổn định đến nemax

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

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

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

(Kw)

t

1 2

3 max A.v w

C max

m.g.f.v v

Trong đó:

- m : Khối lượng toàn bộ của ôtô (kg), m = 7825

- 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 của đường với giá trị f = 0.018)

- vmax : Tốc độ cực đại của xe (m/s), vmax = 22,(2)

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

- A : Diện tích cản chính diện của xe (m2), A = 5,727

- ηt : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, ηt = 0,88

- ρ : Mật độ không khí (kg/ m3), ρ=1,24

Thay số ta tính được Pv = 53,28 (Kw)

1.3.2.2 Công suất cực đại của động cơ

Sau khi xác định được công suất Pv của động cơ ta xác định công suất cực đại của động cơ bằng công thức sau:

Thay số ta tính được Nemax = 58,42 (Kw)

1.3.2.3 Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ

• Đường biểu diễn công suất của động cơ:

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

- λ’ = n / n , với n = 3200.π/30 (rad/s)

3 c.

2 b.

N emax

N

λ λ

λ + −

=

• Đường biểu diễn mô men xoắn của động cơ :

Me = 1000 Ne/ ne (N.m)(Trong đó đơn vị của Ne là Kw, của ne là rad/s)

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 Ne, Me theo số vòng quay trục khuỷu ne.

(Nk là công suất truyền đến bánh xe chủ động: Nk = Ne.ηt)

Hình 3 Đường đặc tính tốc độ ngoài của ô tô

Trị số công suất Nemax ở phần tính toán trên chỉ là phần công suất động cơ dùng

để khắc phục các lực cản chuyển động Để chọn động cơ đặt trên ô tô, cần phải tăng thêm phần công suất để khắc phục các sức cản phụ: tiêu âm, quạt gió, máy nén khí, các

50 100 150 200 250 300 350 400

Pe

Me

6.Pe(kw) Me(N.m)

ne(rad/s) nemax

nemin

N

N

loại bơm 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= 70 (Kw)

1.3.3 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 định theo 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

1.3.3.1 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 ôtô đạt vận tốc cực đại:

max v f

Z

v n b

r

o i i

Trong đó:

- Hộp số truyền thẳng : iZ = 1 (iZ là tỉ số truyền của tay số cao nhất)

- nv : Số vòng quay trục khuỷu của động cơ tương ứng với vmax của ô tô, nv=420 (rad/s)

- vmax : Vận tốc lớn nhất của xe (theo xe tham khảo), vmax = 22,2 (km/h)

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

rb = λ1 r 0

+ λ1 : Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, λ1 = 0,93+ r0 : bán kính thiết kế của bánh xe, r0 được tính như sau :

ro = (B + d/2).25,4 = 463,5 (mm) = 0,464 (m)

rb = 0,93 0,464 = 0,431 (m)

Thay số tính được : i0 = 7,804

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

1.3.3.2.1 Chọn sơ bộ số cấp số Z của hộp số

Sau khi xây dựng được đồ thị đường đặc tính tốc độ ngoài (Hình 3) Ta xác định

số cấp số của hộp số theo các bước sau:

• Tìm tỉ số miền biến thiên trong itr

Hình 4 Đồ thị Nemax = const theo M và ne

Vẽ đồ thị đường Nemax = const trên hệ toạ độ chứa đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ Me(ne) Đồ thị Nemax = const = 58,42 (Kw) có dạng hypebol (Hình 4) cắt đồ thị Me(ne) tại hai điểm A(nmax,MA) và K(nk,Mk), với nmax=402 (rad/s), nk xác định bằng cách tìm toạ độ điểm K trên đồ thị, ta được nk = 262 (rad/s)

53 , 1 max =

=

k n e

n

tr i

• Tìm tỉ số truyền chung ich

Hình 5 Đồ thị biểu diễn Pk = Nemax = const.

Ta vẽ đường Nemax = const trên hệ toạ độ (Pk,V) Đồ thị này có dạng hypebol (Hình 5) cắt đồ thị Pkmax = Pϕ = ϕ.m2.g.m2k = const (ϕ là hệ số bám của đường) tại điểm

B Vận tốc tại điểm B xác định được bằng cách vẽ đồ thị và xác định tọa độ giao điểm

100 200 300 400 500 600 700 800

P

96 , 8

=

=

B v A

v

ch i

Trong đó:

+ vA: Vận tốc lớn nhất của xe, vA = 22,22 (m/s)

+ vB = 2,48 (m/s)

• Tìm tỉ số truyền lớn nhất của hộp số imax

Ta tính được tỉ số miền biến thiên ngoài ing:

min

max tr

i ch

i ng

Từ đó ta tính được imax = 5,86 với imin = 1 (Hộp số truyền thẳng)

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

tr

i log ch

i log

Z =

Thay các giá trị đã biết ta tính được Z = 5,15 Chọn sơ bộ cấp số Z = 5 Tuy nhiên ta sẽ tính toán các chỉ tiêu về công suất, chỉ tiêu về lực kéo, chỉ tiêu về nhân tố động lực học D (Bảng 2-4 ứng với Z= 4, bảng 2-5 ứng với Z=5, bảng 2-6 ứng với Z = 6) rồi vẽ đồ

N

P

NP

P

và 6 nhằm đánh giá lại số cấp Z ta chọn có hợp lí hay không

1.3.3.2.2 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 số trung gian

Trong đó các bước nhẩy α1, α2, α3 đối với mối số cấp số (Z) lần lượt được tính như sau:

i A

v i

5 1 1

Theo công thức tổng quát (Bảng 1-1), thay giá trị của α1, α2, α3 ứng với mỗi cấp

số ta sẽ được tỷ số truyền của các tay số (Bảng 2-2)

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

Số cấp Tay số Tỉ số truyền Bước

nhẩy

Bước nhẩy trung gian 1

Bước nhẩy trung gian 2

1.3.3.2.3 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:

Zm

f

0

e n b

r Zm

v

i i i

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

1.3.4.1 Xác định chỉ tiêu về công suất

1.3.4.1.1 Phương trình cân bằng công suất

Trường hợp ôtô làm việc tổng quát trên dốc nghiêng:

Nk = Nf + Nω± Ni± Nj + Nm

1.3.4.1.2.Đồ thị cân bằng công suất ( Hình 6)

Để xây dựng đồ thị công suất tiêu hao cho cản lăn Nf và công suất cản khí Nω ta chỉ cần xác định các giá trị của chúng tại một số điểm từ vminữvmax

Bảng 2-3 Giá trị Pω và Pf theo vận tốc tại một số điểm thuộc vminữvmax

Nhận xét:

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

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

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

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

- Trên đồ thị đoạn nằm giữa Nk và (Nf + Nω) là công suất dư Công suất dư này để ôtô

có thể khắc phục công suất cản lên dốc, công suất cản tăng tốc, công suất cản ở moóc kéo

1.3.4.2 Xác định chỉ tiêu về lực kéo.

1.3.4.2.1.Phương trình cân bằng lực kéo.

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

Phương trình có thể viết dưới dạng khai triển:

.Q n.

.m.j i

m.g.

2

2 V A.

w C

m.g.f.

b r

t z f o e

M

ψ δ

i i i

• Lập bảng tính Pk theo vận tốc của từng số truyền (Bảng 2-4, 2-5, 2-6)

Với các giá trị i0, if, rb, ηt là không đổi do đó giá trị của lực kéo Pk sẽ thay đổi theo hai thông số là mô men xoắn và tỷ số truyền của hộp số Do đó công thức xác định

Fk có thể viết dưới dạng:

PkZm = C Me iZm , Với C =

b r t f

o i η

i

Trong đó:

- Me thay đổi từ Memin đến Me(nemax)

- PkZm 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 = 1408,5 (N)

• Lực cản không khí được xác định theo công thức :

2

2 A.v C

P ω = ρ ω

Qua công thức ta thấy Pω 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 Pω (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

này coi hệ số cản lăn f= const)

- Pω 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 +Pω), tại giao điểm đó dóng xuống trục hoành ta được vmax

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

1.3.4.3.2.Đồ thị nhân tố động lực học khi ô tô chở tải định mức (Hình 8).

Để xây dựng đồ thị D ta lập bảng tính các giá trị của D (Bảng 2-4, 2-5, 2-7) theo phương trình nhân tố động lực học:

(m: chỉ số ứng với số truyền đang tính, m = 1 ữ Z)

m.g

P k

P

D = − ω

m.g m

P kZm

P Zm

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

+ 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

N N N N

N N

N

N N

N

N N

P

P P

P

P P P P

ưu, chưa giảm được suất tiêu hao nhiên liệu Tuy nhiên hộp số sẽ chế tạo đơn giản hơn, điều khiển 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 bước nhẩy khá hợp lí, không có sự gián đoạn của các đường, do đó đã tận dụng được vùng công suất 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 kết cấu 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 số này thì kết cấu sẽ rất phức tạp, nên việc gia công chế tạo sẽ gặp khó khăn, hộp số sẽ cồng kềnh, dẫn động phức tạp

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

CHƯƠNG II CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN

2.1 Tính toán và thiết kế các kích thước của hộp số

2.1.1 Chọn sô đồ động của hộp số va nguyên lý lam việc

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

2.1.1.2.Phương án 1 (Hình 9)

Hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, số truyền cuối là số truyền thẳng, có các cặp bánh răng ở các số 2, 3, 4 luôn luôn ăn khớp với nhau Hộp số có hai

bộ đồng tốc để gài số 2 và số 3, số 4 và số 5 Các bánh răng trên trục trung gian lắp chặt

và luôn quay Việc gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng số 1 về phía sau Kết cấu hộp

số đơn giản, gọn nhẹ hơn các phương án khác, dẫn động cũng đơn giản hơn

Hình 10 Sơ đồ động của phương án 2 2.1.1.4.Phương án 3 (Hình 11)

Hình 11 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

có cặp bánh răng gài số lùi riêng (không tận dụng các bánh răng gài số 1), và gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng đảo chiều quay về phía trước cho ăn khớp với cặp bánh răng chủ động và bị động của số lùi (hai bánh răng này được lắp chặt trên các trục) Do

đó kết cấu hộp số rất phức tạp, chiều dài hộp số sẽ tăng lớn, đặc biệt dẫn động gài số sẽ khó khăn vì phải 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, vẫn đảm bảo được các yêu cầu của hộp số Vậy ta chọn sơ đồ động ở phương án 1 cho hộp

số thiết kế

2.1.2 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 12.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

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 12.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 Mô men xoắn truyền từ trục sơ

cấp đến trục thứ cấp như hình 12.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 (Hình 12.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 (Hình 12.g) Do đó trục sơ cấp sẽ

quay ngược chiều

Hình 12 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

2.1.3 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 xác định 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:

2.1.4 Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số

2.1.4.1 Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A

3 M emax

a

Trong đó ta có:

- Mô men cực đại của động cơ Memax = 218 (N.m)

- a: Hệ số kinh nghiệm, với xe khách ta chọn a = 17

Thay số ta tính được: A = 102 (mm)

2.1.4.2 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 trụ răng nghiêng

Mô đun 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 = 0,218 5,86 = 1,28 (KNm)Dựa vào đồ thị hình 7 và giá trị Mt ta chọn được mô đun m và mn, kết hợp với các giá trị mô đun tiêu chuẩn ta chọn: m = 4,0 ; mn = 3,5

2.1.4.3 Xác định số răng của các bánh răng.

Ta chọn góc nghiêng của răng β = 300

Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Za≥ 13 Ta chọn Za=15 (răng)

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

47 , 35

2.A.cos '

a

Ta chọn Za’ = 36 (răng) Do đó tỉ số ia của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp là :

4 , 2

=

=

a a

i

Z

' a Z

Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp số là:

i gn

.

2

g m

A g

Z

62 , 36 1

1 1

' g = Z g i g =

g1’= 3785

, 19 ) 2 1 (

cos

A g

Z

i m

β

83,302

.22

'g =Z g i g =

g2’= 3145

, 25 ) 3 1 (

cos

A g

Z

i m

β

56 , 25 3

3 3

' g = Z g i g =

g3’=2582

, 30 ) 4 1 (

cos

2

g n

A g

Z

i m

β

76,194

.44

'g =Z g i g =

g4’= 20Với số lùi ta chọn : Zl = Zg2 = 20; Zgl’= Zg1’= 37 Vậy các bánh trên trục phụ của

số lùi ta chọn là: Zl’= 27 ; Zgl = 16;

Sau khi tính được số răng của các cặp bánh răng gài số ta thấy tỉ số truyền của chúng đã tay đổi, vì trong quá trình chọn có quá trình làm tròn số răng của các bánh

466 , 2 15

37 1

1

'

g Z g

Z g

26

25 3

3

'

g Z g

Z g i

550 , 1 20

31 2

2

'

g Z g

Z g

31

20 4

4

'

g Z g

Z g i

121 , 3 16

27 20

37

Z gl

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

920 , 5 15

37 15

36 1

1

'

' 1

.

g Z g Z a Z a

Z g

i a i i

720 , 3 20

31 15

36 2

2

'

' 2

.

g Z g Z a Z a

Z g

i a i i

307 , 2 26

25 15

36 3

3

'

' 3

.

g Z g Z a Z a

Z g

i a i i

548 , 1 31

20 15

36 4

4

'

' 4

.

g Z g Z a Z a

Z g

i a i i

492 , 7 16

27 20

37 15

36

'

'

'

=

l Z l Z gl Z gl Z a Z a

Z gl

i a

i li

2.1.4.4 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.

Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làm thay đổi các khoảng cách trục A Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất

cả các bánh răng ăn khớp Công thức tính như sau:

Với bánh răng trụ răng thẳng:

2

) 2 1 ( Z Z m

=

Với bánh răng trụ răng nghiêng:

β cos 2

) 2 1

.( Z Z n

m

=Lần lượt thay số ta có:

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp: Aa = 103,05 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1: A1 = 104,00 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2: A2 = 103,05 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 3: A3 = 103,05 (mm)

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 4: A4 = 103,05 (mm)

Qua kết quả trên ta chọn: A = Aa = A2 = A3 = A4 = Ac = 103,05 (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 bánh răng gài số 1:

- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục λ0:

0091 , 0 00

, 104

00 , 104 05 , 103 1

) 1

A o

λ

- Với λ0 = - 0,0091 tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án môn học Thiết kế hộp số chính ô

tô - máy kéo) ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối ξ0=- 0,00878 và góc ăn khớp α0 =

1176 , 0 17

1

17

1 = − Z g = ξ

- Sau khi tính chọn được ξ1, ξ1’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta cần kiểm tra các hệ số này theo các điều kiện sau:

+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:

ξ1 ≤ξt’’ ⇔ 0,1176 ≤ 0,98

ξ1 ≤ξt’’ ⇔ 0,1107 ≤ 1,86+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn ξ1 và ξ1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không không được quá nhỏ:

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 bánh răng Zg1’ như sau:

) ( 598 , 6 0 1 2 2

.

) ( 579 , 6 0 '.

1 2 2

'

m

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

+ Để đảm bảo ăn khớp êm dịu, khi chọn ξ1 và ξ1’ thì hệ số trùng khớp ε phải thoả mãn điều kiện sau: ε≥ 1,1 Với ε được tính như sau:

22 , 1 0

cos

sin )

2 02

2 2

2 01

2 1

−

=

α π

α ε

m

A d

d D d

d D

(α0 và α là góc ăn khớp của bánh răng khi không dịch chỉnh và sau dịch chỉnh Các thông số khác lấy ở bảng 2)

Thay số ta thấy hệ số trùng khớp thoả mãn điều kiện đưa ra để đảm bảo ăn khớp

2 01

2 4 max

Dd1max = 156,85 (mm)Cũng theo bảng 2 ta thấy đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn thoả mãn điều kiện để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp:

Dd1’ = 155,04 (mm) ≤ Dd1max = 156,85 (mm)

2.1.4.5 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 lập thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản vẽ của hộp số

Bảng 3-1 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp.

a Z a

Z i

n

m s m

Bảng 3-2 Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc

7 Khoảng cách trục khi ξt ≠ 0 Ac Ac = A.(λ0+1) = 103,05 (mm)

8 Hệ số thay đổi khoảng cách

A

A c

A o

15 Đường kính vòng chân răng Dc

Dc1 = 49,05 (mm) D’c1= 137,11 (mm)

16 Đường kính vòng cơ sở d0

d01 = d1.cosα0 = 56,38 (mm) d’01 = d1’.cosα0 =139,07(mm)

17 Đường kính vòng khởi thủy dK

dK1=d1(λ0+1)= 59,45 (mm) d’K1=d1’(λ0+1)= 146,65 (mm)

18 Chiều cao răng h h = 2,25.m-∆h0=8,96 (mm)

hd1=0,5(Dd1-dK1) = 3,76 (mm) h’d=0,5(D’d1-d’K1)=4,19(mm)

20 Chiều rộng vành răng B B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 34

21 Chiều dày răng trên vòng chia S S1 = 6,59 (mm)