ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ 5 CẤP

Trục thứ nhất được chế tạo thành một khối với bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp và vành răng ngoài để gài số truyền thẳng i=1... Tỉ số truyền của các tay số trong hộp số

PHẦN I:TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ

1 Nhiệm vụ

-Hộp số dùng để thay đổi tỉ số truyền nhằm thay đổi mômen xoắn ở các bánh xe chủ độngcủa ôtô, đồng thời thay đổi tốc độ chạy xe phù hợp với sức cản bên ngoài

-Thay đổi chiều chuyển động của ôtô(tiến và lùi)

-Tách động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tuỳ ý mà không cần tắt máy và mở li hợp

-Dẫn động lực học ra ngoài cho các bộ phận công tác của xe chuyên dùng

2.Yêu cầu của hộp số

-Có đủ tỉ số truyền một cách hợp lý để nâng cao tính kinh tế và tính động lực học của ôtô.-Hiệu suất truyền lực cao, khi làm việc không gây tiếng ồn, thay đổi số nhẹ nhàng không sinh lực va đập ở các bánh răng

-Kết cấu gọn gàng, chắc chắn, dễ điều khiển bảo dưỡng và sửa chữa, giá thành hạ

Trong loại hộp số có cấp người ta chia:

+Loại hộp số vô cấp

Hộp số vô cấp có ưu điểm là: có thể thay đổi tỉ số truyền liên tục trong một giới hạn nào

đó, thay đổi tự động, liên tục phụ thuộc vào sức cản chuyển động của ôtô, nó rút ngắn được quãng đường tăng tốc, tăng lớn nhất tốc độ trung bình của ôtô

-Hộp số vô cấp kiểu cơ học (ít sử dụng)

-Hộp số vô cấp kiểu va đập (ít dùng)

-Hộp số vô cấp kiểu ma sát (bánh ma sát hình côn)

-Hộp số vô cấp dùng điện(dùng động cơ đốt trong kéo máy phát điện, cung cấp điện cho động cơ điện đặt ở bánh xe chủ động( hoặc có nguồn điện từ ắc quy) Ta thay đổi dòng điện kích thích của động cơ điện sẽ thay đổi tốc độ và mômen xoắn của động cơ điện và của bánh xe chủ động

-Hộp số vô cấp thuỷ lực: truyền mômen xoắn nhờ năng lượng dòng chất lỏng có thể là thuỷ động hoặc thuỷ tĩnh Hộp số vô cấp thuỷ lực có kết cấu phức tạp giá thành cao, hiệu suất truyền lực thấp, thay đổi mômen xoắn trong giới hạn hẹp Thông thường người ta kếthợp với hộp số có cấp có trục tâm di động(kiểu hành tinh) với biến mômen thuỷ lực.3.2 Phân loại theo cơ cấu điều khiển

-Loại điều khiển cưỡng bức (thường ở hộp số có cấp)

-Loại điều khiển bán tự động (thường ở hộp số kết hợp)

-Loại điều khiển tự động (thường ở hộp số vô cấp)

4 Phân tích chọn phương án kết cấu hộp số:

Bước quan trọng khi thiết kế hộp số là phải phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số ôtô

và chọn phương án hợp lý Việc phân tích này phải dựa trên các yêu cầu đảm bảo hộp số làm việc tốt chức năng:

-Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động

-Cho phép ôtô chạy lùi

-Tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc

Hộp số thiết kế phải đáp ứng được các yêu cầu:

1-Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo lực kéo cần thiết

2-Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao

3-Hiệu suất truyền lực cao

4-Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao

Nhằm nâng cao tuổi thọ cho các bánh răng ăn khớp, trong hộp số cơ khí có cấp thường

bố trí bộ đồng tốc Nhiệm vụ của bộ đồng tốc là cân bằng tốc độ góc của các chi tiết chủ động và bị động trước khi chúng ăn khớp với nhau

Trên ôtô ngày nay đều sử dụng khá rộng rãi hộp số 2 trục và 3 trục.Hộp số 3 trục thường

bố trí trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm

Đối với ôtô vận tải thường dùng loại hộp số 5 và 6 số Vậy ta chọn hộp số loại 5 số, với hộp số 6 số kết cấu sẽ phức tạp khó chế tạo

5 Chọn sơ đồ động học của hộp số

Sơ đồ của hộp số là loại 3 trục :

Sơ đồ trên là hộp số 3 trục có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm Gồm 5 cấp (5 số tiến,

1 số lùi) Trong đó tay số 5 là tay số truyền thẳng

Số II, III, IV, V được gài bằng bộ đồng tốc (A, B)

Số lùi (R) và số I được gài bằng khớp răng

Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục trung gian

- Trong hộp số có một cặp bánh răng luôn ăn khớp để dẫn truyền mômen quay từ trục thứnhất đến trục trung gian Trục thứ nhất được chế tạo thành một khối với bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp và vành răng ngoài để gài số truyền thẳng (i=1)

Trục thứ nhất được đỡ bằng hai ổ bi, một ổ đặt trong bánh đà và một ổ đặt ở vỏ hộp số, ổ

bi này thường chọn có đường kính ngoài lớn hơn bánh răng chủ động để đảm bảo tháo lắp trục thứ nhất được dễ dàng

- Trên trục trung gian được lắp cố định nhiều bánh răng để dẫn truyền mômen quay đến trục thứ hai, giá trị của mômen quay được thay đổi tuỳ theo cách gài các bánh răng lắp trượt và cùng quay trên trục thứ hai Trục trung gian được đỡ trên hai ổ bi đặt ở vỏ hộp

số Thường các bánh răng trên trục trung gian có hướng đường nghiêng của răng cùng chiều để giảm lực chiều trục tác dụng lên trục

- Trục thứ hai được đỡ bằng hai ổ bi trong đó ổ bi kim được đặt ngay trong lỗ đầu trục thứ nhất, biện pháp này đảm bảo độ đồng tâm giữa hai trục và tiện lợi cho việc gài số truyền thẳng ổ bi thứ hai đặt ở vỏ hộp số Trong các xe thường lắp hộp đo tốc độ ở đuôi trục thứ hai

- Xu hướng phát triển thiết kế hộp số là sử dụng bộ đồng tốc với mọi tay số và do đó tất

cả các bánh răng luôn luôn ăn khớp và thường sử dụng bánh có răng nghiêng Riêng cặp bánh răng gài số 1 và số lùi được chế tạo là bánh răng răng thẳng

PHẦN II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA HỘP SỐ

Số liệu ban đầu:

- Loại xe: tải Công thức bánh xe: 4x2 Khối lượng xe đầy tải (kg): 10000

- Khối lượng xe đầy tải phân bố lên cầu sau chủ động (kg): 6500;

- Loại động cơ: diesel; Công suất cực đại (Nemax)/ vòng quay (nN): 130/2600 kW/v/ph

- Mô men xoắn cực đại (Memax)/ ở vòng quay (nM): 450/1800 Nm/v/ph

1.1Xác 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:

Tỉ số truyền số thấp nhất được xác định theo điều kiện kéo cho trước:

Tỉ số truyền số thấp nhất được xác định theo điều kiện bám:

Theo số liệu của đề bài:

Tỉ số truyền của các tay số:

Do điều kiện làm việc nặng nhọc, truyền lực lớn, tốc độ vòng quay lớn mà yêu cầu hộp

số bé không quá lớn do vậy kích thước bánh răng yêu cầu nhỏ lại phải đảm bảo yêu cầu truyền momen lớn, làm việc không gây tiếng ồn

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng theo TKTTÔTÔ_MáY KéO:

2.1 Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A

Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục A được tính theo công thức:

A=a √3 M emax =20.3

√450 = 153,2Trong đó ta có:

- Mô men cực đại của động cơ Memax = 450 (N.m)

- a: Hệ số kinh nghiệm Tùy từng loại xe, có thể chọn:

Đối với xe tải: a= 20 ÷ 21 ( chon a=20 )

Thay số vào ta tính được A=153,2

Chọn mô đun của bánh răng: m

Khi chọ mô đun cho các bánh răng phải đảm bảo các yêu cầu:

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.ih1.ɳt = 450.5,670.0,96=2449,44 (N.m)

Với hiệu suất hộp số ɳt lấy trung bình là 0,96

Hình 1: Đồ thị để chọn modun pháp tuyến của bánh răng hộp sốDựa vào đồ thị và giá trị Mt ta chọn được modun m, kết hợp với các giá trị modun tiêu chuẩn ta chọn: m= 4 (mm)

Góc nghiêng của răng ꞵ k =18 0 ÷26 0

Giá trị nhỏ ứng với tỷ số truyền thấp để giảm bớt lực dọc trục:

Chọn ꞵk =250 cho số truyền cao

Chọn ꞵk= 220 cho số truyền thấp( số 1 và số lùi )

Z a +Z a’=2 A cos β m =2 153 , 2.√3

Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:

- ia=2,1 Đối với hộp số ô tô hiện đại thường có giá trị ia=1,6÷2,5

- Ta chọn góc nghiêng của răng là 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

- Số lượng răng Za’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp được 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 không tính cho số 5 vì đây là tay số truyền thẳng.

2.154,7 √3

24.(1+1,823)=24

Z

g 3=

2.154,7 √3

24.(1+0,885)=36 Zg 4=

2.154,7 √3

24.(1+0,647)=41

Z gl=

2.153,2.√3

24.(1+2,845)=17

Vậy ta chọn:

Số răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp theo công thức:

2.4 Xác định lại góc nghiêng răng :

Để khoảng cách trục như nhau cho các cặp bánh răng ăn khớp ta cần điều chỉnh lại góc nghiêng răng của cặp bánh răng

Góc nghiêng răng cos βi= m Zt

2 A , trong đó Zt chính là tổng số răng của cặp

cos β4=4 (41+27)

2.154,7 =0,879=¿β4=28,47o

-Đối với bánh răng số 1 và số lùi ta cần dịch chỉnh

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

- Với 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

3 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 thànhcác bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản vẽcủa hộp số:

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

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

4

√32

=4,62 mm

7 Bước mặt đầu ts ts =  ms =3,14.4,62= 14,51 mm

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

7 Khoảng cách trục khi t  0 Ac Ac = A.(0+1)

8 Hệ số thay đổi khoảng cách

13 Đường kính vòng chia D d1 = m Z1 = 80mm)

d1’ = m Z1’ = 230(mm)

14 Đường kính vòng đỉnh răng Dd

Dd1=d1+2m+2ξm-2Δh=(mm) D’d1 =(mm)

15 Đường kính vòng chân răng Dc

Dc1 = d1-2,5m +2ξ m=(mm) D’c1= (mm)

16 Đường kính vòng cơ sở d0

d01 = d1.cos0 = 75,17 (mm) d’01 = d1’.cos0 = 206,73 (mm)

17 Đường kính vòng khởi thủy dK

dK1=d1(0+1)= 79,21 (mm) d’K1=d1’(0+1)= 217,84 (mm)

18 Chiều cao rang h h = 2,25.m-h0= (mm)

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

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

6 Mô đun mặt đầu ms m s= m n

Bảng 3-4 Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3.

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

Bảng 3-5 Thông số của 2 bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4

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

11 Chiều cao chân rang hc hcgl = h’cl = 1,25.m = 5 (mm)

13 Chiều rộng vành rang B B=(7,08,6).mn, chọn B = 32

mm

Bảng 3-6 Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi

7 Đường kính vòng chân răng Dc Dcl = dl-2,5.m= 90 (mm)

9 Chiều dày răng trên vòng tròn

Bảng III – 1

Ta tính được giá trị mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và

mô mem tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng III –

1.2 Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.

Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng III-2) ta sẽ tính được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng

Bảng III-2 Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng.

Stt Tên gọi Kí hiệu Bánh răng thẳng Bánh răng nghiêng

- Z: Là số răng của bánh răng đang tính

- Mt: Mô men tính toán trên các trục hộp số

- ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng)

- : Góc prôfin gốc (bảng thông số hình học của bánh răng)

- : Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng)

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn luôn ăn khớp ta chọn tính cho bánh răngchủ động với Za = 22, nằm trên trục sơ cấp nên Mt = MSc

- Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có

Zg1 = 20, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động

có Zg2 = 26, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg

- Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3 ta chọn tính cho bánh răng chủ động

có Zg3 = 37, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg

Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4 ta chọn tính cho bánh răng chủđộng có

Zg4 =41, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.Các thông số còn lại ta lấy trong bảng cácthông số hình học của cặp bánh răng tương ứng

Mô men bánh răng truyền thẳng là : Mt=450

Mô men của trục trung gian là : Mttg= 450.2,045=920,25

Stt Tên gọi Lực vòng P(N) Lực hướng kính

- P: lực vòng tác dụng nên chi tiết đang tính

- b: chiều rộng làm việc của vành răng.

- mn: modun pháp tuyến

- y: hệ số dạng chân răng phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được tra theo đồ thị.

- Kβ : hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối

với sức bền của răng Đối với răng thẳng Kβ =1,0 đối với răng nghiêng phải tra

đồ thị Trong điều kiện đảm bảo hệ số trùng khớp ε≥1,2 ta chọn Kβ =1,2.

- Kms: hệ số tính đến ma sát

Đối với bánh răng chủ động: Kms=1,1

Đối với bánh răng bị động: Kms=0,9

-Kd: hệ số tải động

Đối với xe tải K d=2÷2,5 chọn K d =2

- Kc hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp đặt

Đối với bánh răng congson: Kc = 1,2

Đối với bánh răng di trượt trên trục thứ cấp Kc = 1,1

Đối với các cặp bánh răng luôn ăn khớp Kc = 1

Do các cặp bánh răng luôn ăn khớp nên ta chọn Kc = 1

- Ktp : hệ số tải trọng động phụ do sai số công nghệ

Ktp=1,2÷1,3 Ta chọn K

tp =1,2

- Kgc : hệ số tập trung ứng suất tại góc lượn chân răng

Kgc = 1,1 đối với bánh răng không gài góc lượn

E: mođun đàn hồi của vật liệu

Đối với thép E=0,2÷0 ,22 MN /m2 chọn E=0 2 MN /m2

b , : chiều dài tiếp xúc của răng b ,=30(mm)

α : góc ăn khớp

r1,r2 : bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bị động

1.4 Đường kính vòng chia và mô men quán tính của bánh răng hộp số:

Rk

= m.Zk

2.cos βk

Trong đó ta có: m là modun pháp tuyến của bánh răng

Zk là số răng của bánh răng thứ k

β klà góc nghiêng của bánh răng thứ k

+ Với các bánh răng trên trục thứ cấp : ik = ia.igk (k=1,2,3,5)

d 3=0,45.A= 69 (mm)

Chọn d3=65 (mm)

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

3 3

2.2 Yêu cầu kĩ thuật

Chế tạo các chi tiết dạng trục cần đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:

 Kích thước đường kính các cổ lắp ghép yêu cầu cấp chính xác 7 ÷ 10, một vài trường hợp cần cấp 5

 Độ chính xác hình dạng hình học như độ côn, độ ôvan của các trục lằm trong khoảng 0,25 ÷ 0,5 dung sai đường kính cổ trục.

 Dung sai chiều dài mỗi bậc trục khoảng 0,05 ÷ 0,2 mm.

 Độ lệch tâm giữa các cổ trục lắp ghép không quá 0,01 ÷ 0,03 mm.

 Độ không xong xong của các rãnh then hay then hoa đối với tâm trục không quá 0,01 mm trên 100 mm chiều dài.

 Độ nhám các cổ trục lắp ghép đạt Ra = 1,25 ÷ 0,63; các mặt đầu Rz = 40 ÷ 20; các bề mặt không lắp ghép Rz = 80 ÷ 40.

 Tính chất cơ lý của bề mặt trục như độ cứng bề mặt, độ thấm tôi thì tuỳ từng trường hợp cụ thể mà đặt điều kiện kỹ thuật.

 Ngoài ra, đối với một số trục làm việc ở tốc độ cao thì còn yêu cầu về cân bằng tĩnh và cân bằng động để khử rung động trong quá trình làm việc

2.3 Tính bền trục

  

Trong đó:

Mu: là mô men chống uốn tổng hợp tại tiết diện: M u=√M n2+M

d2

Mn: mô men uốn trong mặt phẳng nghiêng (yoz)

Md: mô men uốn trong mặt phẳng đứng ( zox)

Wu: mô men chống uốn Đối với trục đặc Wu=0,1.d3

  

Trong đó:

Mz: momen xoắn trục

Wz: momen chống xoắn Đối với trục đặc W z=0,2 d3

- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp.

б ch = √б u2+4 τz2

≤ [б th] Đối với thép C45:б ch= 360 MN/m2

[б th] = 0,8.б ch = 0,8.360= 288 MN/m2

б ch = √б u2

+4 τ z2

≤ [б th]

III Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục và chiều dài hộp số: -Ổ bi đỡ phía sau trục sơ cấp: