Đồ án môn học ô tô 2 tính toán thiết kế hộp số

Giá trị tỷ số truyền lực chính io cùng với tỷ số truyền cao nhất của hộp số ihn được xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của xe vamax m/s ứng với tốc độ góc lớn nhất của động cơ e

Mục lục Trang

LỜI NểI ĐẦU……… 2

TRèNH TỰ TÍNH TOÁN THIấ́T Kấ́ HỘP SỐ……… 4

1 Xỏc định cỏc thụng số cơ bản của hộp số……… 4

1.1.Tỷ số truyền số thấp nhất - số cao nhất của hộp số……… 4

1.2.Số cấp hộp số của ụtụ……… 5

1.3.Tỷ số truyền trung gian của hộp số ụtụ……… 6

1.4.Tỷ số truyền số lùi……… 6

1.5.Xỏc định kớch thước cơ bản của hộp số……… 7

1.6.Tớnh toỏn số răng của cỏc bỏnh răng hộp số……… 8

2 Xác định lại chính xác tỷ số truyền và khoảng cách trục hộ số…… 12

3 Dịch chỉnh góc bánh răng……… 13

4 Tính toán sức bền hộp số ……… ………28

4.1.Chế độ tải trọng để chế tạo hộp số……… 28

4.2.Tính bền bánh răng……… 30

5 Tính toán trục hộp số ……… …… 33

5.1.Tính sơ bộ trục kích thớc trục hộp số……… 33

5.2.Tính bền trục ……… 35

6 Tính toán ổ lăn……… 50

LỜI NểI ĐẦU

Trong những năm gần đây cùng với sự phát triển mạnh mẽ của nền kinh

tế thế giới, nền kinh tế việt nam cũng từng bước phát triển trên con đườngCÔNG NGHIỆP HÓA – HIỆN ĐẠI HÓA Bên cạnh đó kỹ thuật của nước tacũng từng bước tiến bộ Trong đó phải nói đến nghành động lực nói chung vàsản xuất ô tô nói riêng, chúng ta đã liên doanh với khá nhiều hãng ô tô nổi tiếngtrên thế giới như Nissan, Honda, Toyota…cùng sản xuất và lắp ráp ô tô Để gópphần nâng cao trình độ và kỹ thuật, đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu,thiết kế tính toán đó là yêu cầu cấp thiết Có như vậy ngành sản xuất ô tô của tamới có thương hiệu riêng cho mình trên thị trường quốc tế

Sau khi học xong môn học TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ÔTÔ, chúng emđược tổ bộ môn giao làm nhiệm vụ Đồ án môn học Trong quá trình tính toán

để hoàn thành Đồ án môn học chuyên nghành này, bước đầu chúng em đã gặpkhông ít khó khăn bỡ ngỡ nhưng cùng với sự nỗ lực của bản thân, và sự hướng

dẫn hết sức tận tình của thầy giáo Nguyễn Ngọc Tú,chúng em cũng đã cố gắng

hoàn thành xong Đồ án môn học: Tính toán thiết kế ôtô Tuy nhiên do là lần

đầu tiên chúng em vận dụng lý thuyết đã học, vào tính toán và thiết kế ôtô cụthể theo thông số cho trước, nên gặp rất nhiều khó khăn và không tránh khỏinhững sai sót Vì vậy chúng em rất mong sự quan tâm, sự giúp đỡ chỉ bảo củacác thầy để bản thân chúng em ngày càng được hoàn thiện hơn nữa về kiến thứcchuyên môn và khả năng tự nghiên cứu của mình

Qua Đồ án môn học này bản thân em đã có ý thức hơn cho nghề nghiệpcủa mình, đã dần hình thành cho mình phương pháp học tập và nghiên cứu mới

Cảm ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo Nguyễn Ngọc Tú đã giúp em sớm

hoàn thành tốt Đồ án môn học này

Rất mong được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của thầy và các thầy giáo trong

Sơ đồ hộp số.

1.Xác định các thông số cơ bản của hộp số:

1.1 Tỷ số truyền số thấp nhất - số cao nhất của hộp số :

Giá trị tỷ số truyền số thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện kéo sau:

t o e

bx a h

i M

r G i





.

.

max

max

1  (1-1)Trong đó : Ga- trọng lượng toàn bộ của xe (N)

d=20 (ich) đường kính của bánh xe

i0 : tỷ số truyền của truyền lực chính

Giá trị tỷ số truyền lực chính io cùng với tỷ số truyền cao nhất của hộp số

ihn được xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của xe vamax (m/s) ứng với tốc độ góc lớn nhất của động cơ emax(rad/s) như sau:

bx e o

v i

r

i  (1-2)Trong đó : ihn :giá trị tỷ số truyền cao nhất của hộp số (thường chọn ihn=1)

emax:tốc độ góc lớn nhất của động cơ ,(rad/s);được xác định theo loại động cơ và chủng loại xe thiết kế

với động cơ xăng ,xe khách emax  ( 1 , 0  1 , 25 ) N

533 , 0 9 , 334 21 , 1

bx e

o i v

r

85 , 0 18 , 8 97 , 465

.

max

1

t o e h

i

Tỷ số truyền số thấp ih1 được kiểm tra bằng công thức sau:

t o e

bx

r G i



 

.

max

1  (1-3)Trong đó :  hệ số bám giửa lốp với mặt đường , =0,7÷0,8

chọn =0,8

G: trọng lượng bám của xe ,(N)

cd

cd m G

G  =78421.1,30=101947,3 (N)Thay số vào (1-3) ta được :

41 , 13 85

, 0 18 , 8 97 , 465

533 , 0 3 , 101947

8 , 0

max

t o e

bx

r G i



 Với ih1 =6,08 thoả mãn điều kiện

1.2 Số cấp hộp số của ôtô.

Số cấp hộp số ôtô được xác định theo công thức:

1 log

log log 1

(2-1)Trong đó : n - số cấp hộp số

ih1 - giá trị tỷ số truyền thấp nhất của hộp số

Thay số vào (2-1) ta được :

45 , 5 1 5

, 1 log

1 log 08 , 6 log 1 log

log log 1

chọn số nguyên n=5

1.3 Tỷ số truyền trung gian của hộp số ôtô:

Đối với xe khách thường làm việc với số truyền trung gian và thấp nên sốtruyền trung gian được xác lập theo cấp số nhân như sau:

33 , 3 08 , 6

3 21

i

82 , 1 08 , 6 3 3

Giá trị số truyền tăng được chọn trong khoảng : 0,65÷0,85

chọn ih5 = 0,8

1.4 Tỷ số truyền số lùi (il) :

Tỷ số truyền trong khoảng :

il= (1,11,3)ih1

Trong đó: ih1- tỷ số truyền tay số 1

Tỷ số truyền số lùi được tính như sau :

il = 1,1 6,08 = 6,688

Chú ý:

Số truyền cao nhất của hộp số nên làm số truyền thẳng hay số truyền tăng là tuỳthuộc vào thời gian sử dụng Nên chọn số truyền làm việc nhiều nhất làm số truyền thẳng để giảm tiêu hao khi truyền lực và tăng tuổi thọ của hộp số

1.5 Xác định kích thước cơ bản của hộp số:

1.5.1 Khoảng cách trục:

Khoảng cách trục là một trong những thông số quan trọng quyết định kích thước cácte hộp số nói chung và kích thước bên trong hộp số nói riêng (như bánh răng ,đồng tốc , ổ bi…)

khoảng cách trục A ,của hộp số ôtô được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau:

3

1 max

k

Trong đó : ka - hệ số kinh nghiẹm có giá trị nằm trong khoảng sau :

Đối với xe khách hộp số thường : ka=8,6÷9,6

34 , 127 08 , 6 97 , 465 0 , 9

Chọn sơ bộ : A=127 (mm)

1.5.2 Kích thước theo chiều trục các-te hộp số:

Kích thước theo chiều trục các-te hộp số 1 (mm) nói chung có thể xác định bằng tổng chiều dài (theo chiều trục ) của các chi tiết lắp trên trục trung gian hộp số (hoặc trên trục thứ cấp đối với hộp số 2 trục ).Bao gồm :Chiều rộngcủa các bánh răng b (mm) ,chiều rộng của các bộ đồng tốc (hoặc ống gài ) H (mm) ,chiều rộng của các ổ đỡ trục B (mm) Đối với ôtô máy kéo ,các thông số này thường được xác định theo kích thước khoảng cách trục A như sau:

Chiều rộng bánh răng :

b (0,19 ÷ 0,23 ).A Đối với hộp số thường

Chọn b0,20.A =0,20.127= 25,4 (mm)Chiều rộng ổ đỡ :

B  (0,20 ÷ 0,25 ).A Đối với ôtô khách.Chọn B  0,22.A = 0,22.127 =28 (mm)

Chiều rộng đồng tốc (hoặc ống gài ) có giá trị nằm trong khoảng :

H  ( 0,4 ÷ 0,55 ) Đối với ôtô khách.Chọn H  0,45.A= 0,45.127 =57,15 (mm)

1.6 Tính toán số răng của các bánh răng hộp số :

1.6.1 Mô đun và góc nghiêng số răng của bánh răng hộp số :

Để đảm bảo các bánh răng hộp số ôtô làm việc êm dịu ,xu hướng chọn

mk có giá trị nhỏ ,ngược lại góc nghiêng của răng βk thường có giá trị lớn như sau :

+ Môđun: Xe khách : m =3,50÷ 5,0

chọn m =4,0 (mm) + Góc nghiêng : Xe khách : β = 180 ÷ 260

Theo kinh nghiệm ,số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số

truyền thấp của xe khách là : Z1 =16 ÷ 12 (với ih1=6 ÷ 8 )

Xe thiết kế có ih1 =6,08 nên chọn Za =17

Khi đã chọn được số răng chủ động Za của cặp bánh răng gài số ,thì ta dễ dàng tính được tỷ số truyền igi của cặp bánh răng gài đối với hộp số ba trục kiểuđồng trục như sau :

) 1 (

cos 2

gi

i m i

A Z

igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số một

β – Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số một (rad)







a a

a a

Z m

A

Trong đó : ia - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp

ihi - tỷ số truyền của các tay số

igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số

Từ đó ,suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số ở các số truyền khác:

i

i

i Với i =2 ÷ n

Trong đó : ia - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp

igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số k (trư số truyền thẳng)

ihi - tỷ số truyền số thứ i (trừ số truyền thẳng )

Khi đã tính được ia và igi thì số răng của bánh răng chủ động tương ứng Za

và Zi ( k=2 ÷ 5 ,trừ số truyền thẳng ) được xác định theo công thức :

) 1 (

cos 2

gk k

k k

i m

A Z



Trong đó : igi - Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số i, ( i =a,2 ÷n )

Βi – Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ a,i (rad)

Mi – Mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ a , i

Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó và được xác định theo công thức sau :

gi i

(igi) 2,90 1,62 0,86 0,47 0,37 3,71 (Zi) 13,12 19,55 27,54 34,85 37,40

cos 2

) 37 13 (

0 , 4 cos

2

) (

0 1

' 1 1 1

Chọn A =127 (mm) Tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục của chúng đều bằng 127 (mm) theo công thức sau :

A

Z Z

k

2

) (

) 43 13 (

4

2

) (

cos

' 1 1 1

A

Z Z m

) 33 17 (

4

2

) (

) 31 19 (

4

2

) (

cos

' 2 2 2

A

Z Z m

) 23 27 (

4

2

) (

cos

' 3 3 3

A

Z Z m

) 13 37 (

4

2

) (

cos 4 4 4'

A

Z Z m

) 19 45 (

5 , 3

2

) (

cos

' 5 5 5

A

Z Z m

+ Số lợng 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

.

.

l l

l l l

Z Z

Z Z

và giảm đờng kính ngoài ổ bi, trong khi tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lại tăng lên Vì những lý do trên nên ta chọn khoảng rộng bánh răng theo công thứcsau là hợp lý trong điều kiện của các ổ bi và các vật liệu chế tạo cũng nhu trình

độ công nghệ hiện nay :

b = 0,22 A= 0,22 127 = 27,49 (mm)

Để tiện trong quá trình chế tạo ta chọn: b = 27 (mm)

+ Tính khoảng cách trục giữa trục đảo chiều và trục chính:

) ( 12 , 62 88

, 0 2

) 15 13 ( 4 cos

2

Để tiện cho chế tạo ta chọn : a  62 mm( )

+ Tính khoảng cách trục giữa trục đảo chiều và trụng gian:

) ( 13 , 110 90

, 0 2

) 37 13 ( 4 cos

2

)

1 2

2) 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:

i a

i a i a

hi

Z Z

Z Z i i

i

.

.

' '

Sau khi tính toán lại khoảng cách trục có sự sai lệch để giải quyết sự sai lệch đó ta có hai giải pháp: Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng hoặc dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau.

- Thay đổi góc nghiêng của các bánh răng:

Thông thờng biện pháp này ngời ta ít dùng vì nó sẽ gây khó khăn cho công nghệchế tạo máy và sửa chữa các bánh răng trong hộp số

- Dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau:

Biện pháp này đợc dùng nhiều vì chúng ta có thể dễ dàng dịch chuyển nhờ thay

đổi khoảng cách giữa giao thanh răng và bánh răng cần chế tạo trong quá trình chế tạo

Tính dịch chuyển góc bánh rang theo các bớc sau:

+ Xác định chế độ dịch chuyển các trục (hệ số thay đổi khoảng cách

5 ,





  Tính các hệ số này theo tiết diện mặt đầu theo công thức:

Đối với bánh răng của cặp bánh răng số 5, có bánh răng chủ động lớn hơn 30

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

Tính lại góc nghiêng của bánh răng:

' 0 '

1

2

) (

ar

3.7 Tổng hợp kết quả tính toán ta có bảng số liệu cho các bánh răng:



Z

Z i

90 , 0

1 1

m h

m m

d

07 , 163 2

2 2 0

2 2

m h

m m

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

ChiÒu cao r¨ng h h1  2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

ChiÒu cao ®Çu

r¨ng h d h d1 0,5(D d1 d k1)3,135 h d2 0,5(D d2  d k2)3,73ChiÒu dµy r¨ng

trªn vßng chia s

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2



Z

Z i

90 , 0

1 1

m h

m m

d

25 , 143 2

2 2 0

2 2

m h

m m

d

Đờng kính vòng đáy D c

96 , 70

2

5 , 2 1

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

Chiều cao răng h h1  2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

Chiều cao đầu răng h d h d1  0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 29 h d2  0 , 5 (D d2  d k2)  3 , 595Chiều dày răng trên

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2

Tỷ số truyền i 0 , 85

3

' 3





Z

Z i

90 , 0

1 1

m h

m m

d

7 , 108 2

2 2 0

2 2

m h

m m

d

Đờng kính vòng đáy D c

48 , 106

2

5 , 2 1

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

Chiều cao răng h h1 2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

Chiều cao đầu răng h d h d1  0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 5 h d2  0 , 5 (D d2  d k2)  3 , 88Chiều dày răng trên

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2

90 , 0

2 2 0

1 1

m h

m m

d

085 , 81 2

2 2 0

2 2

m h

m m

d

Đờng kính vòng đáy D c

12 , 133

2

5 , 2 1

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

 Chiều cao răng h h1 2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

Chiều cao đầu răng h d h d1  0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 64 h d2  0 , 5 (D d2  d k2)  3 , 24 Chiều dày răng trên

vòng chia s

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2





Z

Z i

90 , 0

Khoảng cách trục khi

2 2 0

1 1

m h

m m

d

32 , 63 2

2 2 0

2 2

m h

m m

d

Đờng kính vòng đáy D c

88 , 150

2

5 , 2 1

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

 Chiều cao răng h h1 2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

Chiều cao đầu răng h d h d1  0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 75 h d2  0 , 5 (D d2  d k2)  3 , 12 Chiều dày răng trên

vòng chia s

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2

90 , 0

1 1

m h

m m

d

125 , 152 2

2 2 0

2 2

m h

m m

d

Đờng kính vòng đáy D c

08 , 62

2

5 , 2 1

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

Chiều cao răng h h1  2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

Chiều cao đầu răng h d h d1  0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 24 h d1 0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 64Chiều dày răng trên

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2

90 , 0

2

1   t  





1 1

m h

m m

d

68 , 73 2

2 2 0

2 2

m h

m m

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

ChiÒu cao

r¨ng h h12,25.m s  h0 9,79 h2 2,25.m s  h0 9,79ChiÒu cao

®Çu r¨ng h d h d1 0,5(D d1 d k1) 3,54 h d1 0,5(D d1 d k1)3,66ChiÒu dµy

r¨ng trªn

vßng chia

s

97 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 1

1 1

m h

m m

d

35 , 64 2

2 2 0

2 2

m h

m m

d

Đờng kính vòng đáy D c

90 , 151

2

5 , 2 1

1 1

s c

m

m d

D

5 , 2 2

2 2

s c

m

m d

D

Chiều cao răng h h1 2 , 25 m s  h0  9 , 88 h2  2 , 25 m s  h0  9 , 88

Chiều cao đầu răng h d h d1 0 , 5 (D d1 d k1)  4 , 13 h d1  0 , 5 (D d1 d k1)  3 , 6Chiều dày răng trên

29 , 6

2 2

.

0 1

2 2

.

0 2

Trục sơ cấp M s M e 323,73 497 , 22

.

1 0

max '

h f cc

bx

i i i i

r G

1 0

max '

g f cc

bx

i i i i

r G

.

0

max '

f cc

bx

i i i

r G

i : Tỷ số truyền của truyền lực chính i0=8,18

Nh vậy mô men truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính nhỏ hơn mô men tính theo điều kiện bám từ bánh xe đến, do đó ta dùng mô men từ động cơ để tính toán

m Z

M P

.

2





 cos

T

T Tên gọi

Lực vòng P (N) Lực hớng kính R (N)

Lực dọc trục Q (N)

a TÝnh bÒn uèn.

y m b

P K

n u

.

 : øng suÊt g©y nªn g·y (theo s bÒn vËt liÖu

øng suÊt uèn r¨ng cña c¸c b¸nh r¨ng hép sè thêng n»m trong ph¹m vi sau:

ë c¸c tay sè 1 vµ 2 : 350  840 MPa = 350  840 MN/m2

ë c¸c tay sè 3, 4 vµ 5 : 150  400 MPa = 150  400 MN/m2

ë tay sè lïi : 300  1200 MPa

Trong c¸c sè liÖu trªn møc trªn lÊy víi xe t¶i

1 1 cos sin

.

E P

k k k

n gc

tp c ms d

Đối với bánh răng công xôn : kc=1,2

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

Đối 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

ktp=1,21,3 ta chọn ktp=1,2

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

kgc=1.1 Đối với bánh răng không mài góc lợn

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

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

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

ở các tay số 3 , 4, và 5: 150-400Mpa =150-400MN/m2

ở tay số lùi : 300-1200Mpa

trong các số liệu ở trên lấy với xe khach :

b

PE

tx

2 1

11.cos.sin'

.cos

E: Môđun đàn hồi của vật liệu

Đối với thép E= 22,2KG/cm2 Ta lấy E= 2.105MN/m2

b’: Chiều dài tiếp xúc của răng(m) b’=30mm

Khi đó ta có bảng kết quả sau

Kết quả này phù hợp với điều kiện ứng suất cho phép đối với bánh răng số 2,3,4

-Trục sơ cấp d1=5,3.3 Memac , 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.a =63mm

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

5 Tính toán trục hộp số