Đồ án Thiết kế hộp số ô tô

cần thiết kế. - Dựa trên cơ sở dụng công suất trung bình của động cơ khi làm việc ở chế độ toàn tải không thay đổi trong quá trình gia tốc của ô tô. - Ô tô thông thường hay sử dụng ở số cao của hộp số, nhưng ở khu vực này thì số lượng tỷ số truyền ít so với số lượng tỷ số truyền có được ở số thấp, đây là một nhược điểm khi chọn hệ thống tỷ số truyền cho các số trung gian theo cấp số nhân. - Đối với hộp số có cấp thì lượng số truyền bị hạn chế, do đó sẽ hạn chế khả năng tăng vận tốc trung bình của ô tô và hệ số sử dụng tải trọng của động cơ. Theo quy luật cấp số nhân, tỷ số truyền của tay số trung gian bất kỳ có thể xác định theo công thức [2]: ihi = trong đó: i: số thứ tự tay số; n: số cấp hộp số với n = 5 Theo số liệu tính toán ở trên : tỷ số truyền tay số hai là: ih2 ih2 = = =4,97 tỷ số truyền tay số ba là: ih3 ih3 = = = 2,92 tỷ số truyền tay số tư là: ih4 ih4 = = =1,7 tỷ số truyền tay số hai là: ihl ihl = (1,2 I 1,3). ih1 = 1,2.8,5 = 10,2 3. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHÍNH CỦA HỘP SỐ 3.1. CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA TRỤC 3.1.1. Khoảng cách giữa các trục của hộp số: Đối với ô tô loại trục cố định, khoảng cách giữa các trục của hộp số (A) có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau [2]: A = Ka. (Mra)1/3 (mm) (4.1) Ở đây: Ka: hệ số kinh nghiệm; Đối với ô tô tải Ka= 8,6 I 9,6 Vì hộp số thiết kế là hộp số của ô tô đặt trên động cơ Diezel nên chọn Ka= 9,2 Mra = Memax. ih1 (Nm) mômen trên trục ra(thứ cấp) của hộp số. Trong đó: Memax mômen cực đại của động cơ, ih1 tỷ số truyền của tay số một A= 9,2.(617.8,5)1/3= 9,2.17,37 = 159,84 (mm). Chọn A = 160 (mm) 3.1.2.Kích thước chiều trục của hộp số: Kích thước chiều trục của hộp số được xác định dựa vào kích thước chiều rộng của các chi tiết lắp trên trục như: bánh răng,ổ trục. Các kích thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như dưới đây: - Chiều rộng các vành răng b » (0,19 I0,23).A = 0,21.160 = 33,6 (mm) b = 29,4(mm) dùng cho các bánh răng chụi tải lớn - Chiều rộng các ổ bi B » (0,2 I0,25).A = 0,2.160 = 32 (mm) - Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc: H » (0,4I0,55).A = 0,5.160 = 80(mm) Kích thước chiều trục Lh của cacte hộp số Lh =(2,7I3,0).A = 2,8.160 = 448 (mm) 3.1.3. Đường kính trục của hộp số: Đường kính trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào kinh nghiệm sau[2]: Đường kính trục sơ cấp (phần then hoa): d1 d1= Kd. (Memax)1/3 (mm) ở đây: Kd= (4,0I4,6) :hệû số kinh nghiệm Memax:mômen cực đại của động cơ theo đề bài cho(Nm);chọn Kd= 4,2 Þ d1 = 4,2.(617)1/3 = 32,76 (mm) -Đường kính các trục trung gian (d2) và thứ cấp (d3): ở phần giữa (đối với trục bậc) d2,3 » 0,45.A = 0,45. 160 = 72 (mm) 3.1.4. Kích thước và loại ổ trục: Trong hộp số ba trục, thường thường sử dụng ổ bi cầu và bi trụ hường kính một dãy, loại nhẹ và loại trung bình. Các kích thước d: đường kính ngỗng trục, D đường kính ngoài, B chiều rộng của ổ. Theo số liệu thống kê, các kích thước d, D và B của ổ có giá trị như sau [2] d B D Hình 4.1 : sơ đồ kích thước ổ bi Ôø phía sau của: - Trục sơ cấp: d = 0,45.A = 0,45.160 = 82 (mm) D = 0,9.A = 0,9 .160 = 140 (mm) B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm) - Trục thứ cấp: d = 0,4.A = 0,4.160 = 64 (mm) D = 0,9.A = 0,9 .160 = 144 (mm) B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm) - Trục trung gian: d = 0,3.A = 0,3.160 = 48 (mm) D = 0,72.A = 0,72 .160 = 115,2(mm) B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm) Ôø phía trước của: Trục trung gian: d = 0,3.A = 0,3.160 = 48 (mm) D = 0,61.A = 0,61 .160 = 97,6(mm) B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm) -Trục thứ cấp d = 0,23.A = 0,23.160 = 36,8 (mm) 3.2. CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BÁNH RĂNG: -Mô đuyn(mn) Đối với ô tô vận tải khi chọn mô đuyn bánh răng cho hộp số cần ưu tiên về vấn đề giảm khối lượng hộp số, nghĩa là tăng mô đuyn và giảm chiều rộng bánh răng. Mô đuyn pháp tuyến của các bánh răng có thể tính theo công thức kinh nghiệm [2]: mn = (0,032I 0,040).A (4.2) = 0,034.140 = 4,76 chọn mn = 5; mi = 4 Góc nghiêng của bánh răng (b) Góc nghiêng b được chọn theo hai điều kiện: Điều kiện 1: đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (eb) không nhỏ hơn một,để bánh răng ăn khớp chiều trục được êm dịu, tức là: eb = b.tgb/ts = b.sinb/(mn.p) ³ 1 Điều kiện hai: lực chiều trục tác dụng các bánh răng nghiêng của trục trung gian phải tự cân bằng, để giảm lực tác dụng các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tác cả các bánh răng trên trục phải giống nhau và thoả mãn điều kiện: tgbi/ tgb1 = ri/r1 ở đây: bi và ri - góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số i trên trục trung gian; b1 và r1 - góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn luôn ăn khớp của bánh răng trục sơ cấp. Thực tế, lực chiều trục không thể cân bằng hoàn toàn và trên ô tô người ta sử dụng các bánh răng có góc nghiêng b khác nhau, để tại điều kiện thuận lợi cho công nghệ và sửa chữa. Theo số liệu thống kê, góc nghiêng các bánh răng hộp số ô tô hiện nay nằm trong khoảng: b = 180I300 chọn b = 220 3.2.1.Số răng tổng của các cặp bánh răng: Sau khi đã chọn chọn được khoảng cách trục A, môđuyn mn và góc nghiêng b, có thể xác định sơ bộ số răng tổng cộng của các cặp bánh răng theo công thức [2]: ZS = 2.A.cosb/mn = (2.160.cos220)/4 = 73,6 » 74 Để giải quyết sai lệch xuất hiện khi làm tròn số răng, có thể dùng một trong các biện pháp sau: Hiệu chỉnh lại góc nghiêng b, theo công thức: b = arccos(0,5.mn. ZS/A) = arccos(0,5.4.74/160) = 22033’ Trong trường hợp dùng bánh răng không dịch chỉnh hoặc bánh răng dịch chỉnh đều xt = 0.Biện pháp này không làm mất tính thống nhất về giá trị góc nghiêng b của các bánh răng hộp số bởi vậy làm phức tạp quá trình chế tạo và sửa chữa bánh răng,nên ít được dùng, hơn nữa cũng không áp dụng được nếu cặp bánh răng có răng thẳng. - Dịch chỉnh góc bánh răng và giữ nguyên b Hệ số dịch chỉnh trong trường hợp này được xác định theo công thức[2]: xt = ZS.(invasw - invas)/(2.tga) Ở đây: as = arctg(tga/cosb) góc prôfin trong tiết diện mặt đầu asw = arccos(A. cosas/Aw) góc ăn khớp ở tiết diện mặt đầu invas = tga - a hàm số thân khai Aw = 0,5. ZS.mn/ cosb khoảng cách trục ứng với số răng ZS sau khi đã làm tròn a = 220 góc nghiêng của biên dạng góc Þ: as = arctg(tg220/cos220) = 230 invas = tg23 - 21.p/180 = 0,382 - 0,366 = 0,016 asw = arccos(160. cos230/161) = 22 Aw = 0,5.74.4/cos220 = 161(mm) invas = tg220 - 22.p/180 = 0,02 xt = 74.( 0,02- 0,016)/(2.tg220) = 0,29 3.2.2. Xác định số răng của các bánh răng: Sau khi đã xác định được số răng của bánh răng ZS của các cặp bánh răng ăn khớp, có thể xác định tiếp số răng của các bánh răng tương ứng, nhờ hệ phương trình sau [2]: Z1k + Z2k = ZS (4.3) Z1k = ZS /(igk +1) (4.4) Z2k/ Z1k = igk Z2k = ZS - Z1k Ở đây: igk tỷ số truyền cặp bánh răng được gài của tay số thứ k, igk = ihk/ iak (4.5) ihk tỷ số truyền hộp sô ở tay số thứ k. iak tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Giá trị iak hợp lý là xác định theo ih1 đảm bảo sao cho: bánh răng số một có kích thước để cho có thể chế tạo trục trung gian đảm bảo độ cứng vững cần thiết, số bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp, đồng thời phải chọn số răng để không sảy ra hiện tượng cắt chân răng, kích thước bánh răng đủ lớn để có thể bố trí gối đỡ trước của trục sơ cấp ở bên trong, đường kính của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính lỗ lắp ổ trục trên vỏ để đảm bảo điều kiện lắp ghép hộp số, để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số một cần phân phối cho cặp bánh răng được gài nhiều hơn, tức là: ig1> iak. Kinh nghiệm cho thấy Z1 = 12I16 vì hộp số có mô đuyn bánh răng lớn, ở đây chọn Z1 = 15. Như vậy: ig1 = (ZS - Z1)/ Z1 = (74 - 15)/15 = 3,93 và ia = ih1/ ig1 = 8,5/3,93 = 2,16 Theo công thức trên ta xác định được: Za = ZS/( ia+1) = 74/(2,16 + 1) = 23 răng Þ Za’ = ZS - Za = 74 - 23 = 51 răng Tính chính xác tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian: ia = Za’/Za = 51/ 23 = 2,16 Theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian của từng tay số tương ứng: Tay số hai (ig2): ig2 = ih2/ ia = 4,98/2,16 = 2,3 Tay số ba (ig3): ig3 = ih3/ ia = 2,92/2,16 = 1,35 Tay số tư (ig4): ig4 = ih4/ ia = 1,7/2,16 = 0,79 - Tính số răng của cặp bánh răng tương ứng với từng tay số: Ta đã có: Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (Za, Za’) Za = 23; Za’ = 51 răng Cặp bánh răng dẫn động gài số một (Z1, Z1’) Z1 = 15; Z1’ = 59 răng Từ công thức 4.4 ta có Z1k = ZS /(igk +1) Z2k = ZS - Z1k Suy ra cặp bánh răng ở tay số hai (Z2, Z2’) Z2 = ZS /(ig2 +1) = 74/(2,3+1) = 22,4 chọn Z2 = 22 răng Þ Z2’ = ZS - Z2 = 74 - 2 = 52 răng Suy ra cặp bánh răng ở tay số ba (Z3, Z3’) Z3 = ZS /(ig3 +1) = 74/(1,35+1) = 31,4 chọn Z3 = 31 răng Þ Z3’ = ZS - Z3 = 74 - 31 = 43 răng Suy ra cặp bánh răng ở tay số tư (Z4, Z4’) Z4 = ZS /(ig4 +1) = 74/(0,79+1) = 50,4 chọn Z4 = 50 răng Þ Z2’ = ZS - Z2 = 74 - 50 = 24 răng Xác định lại tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài của từng tay số: Tỷ số truyền của cặp bánh răng trung gian ia = 2,16 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số một ig1 = Z1’/ Z1 = 59/15 = 3,93 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số hai ig2 = Z2’/ Z2 = 52/22 = 2,3 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số ba ig3 = Z3’/ Z3 = 43/31 = 1,35 Tỷ số truyền của cặp bánh răng số bốn ig4 = Z4’/ Z4 = 24/50 = 0,48 Xác định lại tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số: Theo công thức 4.5 ta có: igk = ihk/ia Þ ihk = igk. ia (4.6) Với công thức 4.6 có tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số: Tay số một (ih1*) ih1* = ia.ig1 = 2,16.3,93 = 8,49 Tay số hai (ih2*) ih2* = ia.ig2 = 2,16.2,3 = 4,97 Tay số ba (ih3*) ih3* = ia.ig3 = 2,16.1,35 = 2,916 Tay số bốn (ih4*) ih4* = ia.ig4 = 2,16.0,48 = 1,06 Tính sai số phần trăm của các tỷ số truyền của từng tay số thực tế so với tính toán lý thuyết (ei%) quy định (ei% < 5%). Công thức tính ei% như sau: ei% =(( ihk - ihk*)/ihk ).100% trong đó: ihk tỷ số truyền của tay số tính theo lý thuyết ihk* tỷ số truyền của tay số tính theo thực tế ei% sai số phần trăm của các tỷ số truyền theo từng tay số k. Từ công thức trên có: e1% =(( ih1 - ih1*)/ih1 ).100% = ((8,5 - 8,49)/8,5).100% = 0,085% e2% =(( ih2 - ih2*)/ih2 ).100% = ((4,98 - 4,97)/4,98).100% = 0,05% e3% =(( ih3 - ih3*)/ih3 ).100% = ((2,92 - 2,916)/2,92).100% = 0,02% e4% =(( ih4 - ih4*)/ih4 ).100% = ((1,7 - 1,06)/1,7).100% = 1,03% Các giá trị của ek% đều nhỏ hơn 5% vậy các tỷ số truyền thực tế của hộp số dạt yêu cầu. Tính bánh răng trục số lùi,theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của bánh răng gài số lùi (ihl) igl = ihl/ ia = 10,2/2,16 = 4, 73 Để dẫn động bánh răng số lùi dùng một trục trung gian(gọi là trục số lùi) để dẫn động bánh răng gài số lùi(lấy băng bánh răng gài số một có Z1 = Zl’ = 40 răng). Để bảo đảm sự ăn khớp và tránh hiện tượng cắt chân răng chọn số răng số lùi là 15 răng. Vậy tỷ số truyền số lùi igl được phân làm hai: Một là: tỷ số truyền từ trục trung gian qua trục số lùi igl1 Hai là: tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số lùi igl2 Vậy igl = igl1.igl2 (4.7) Đã có igl = 4,73 theo tính ở trên Þ igl2= Zl’/Zl = 52/22 = 2,36 từ công thức 4.7 có được: igl1 = igl/igl2 = 4,73/2,36 = 2 Để tránh hiện tượng cắt chân răng và bảo đảm điều kiện ăn khớp chọn bánh răng dẫn động trục số lùi (Zb) có số răng là 17. Suy ra bánh răng bị động trên trục số lùi(Zb’) là: igl = Zb’/ Zb = 40/17 = 2,36 Þ Zb’ = igl. Zb = 2.17 = 34 chọn Zb’= 34 Vây có tỷ số truyền thực tê của tay số lùi: igl= ia.igl = ia.igl1.igl2 = 2,16.2,36.2 = 10,2 Xác định khoảng cách trục số lùi với trục trung gian (Ltg) và trục thứ cấp (Ltc dùng bánh răng thẳng). Khoảng cách trục được xác định theo số răng và mô đuyn của bánh răng dựa vào công thức: DL =(mn.( Z + Z’ ))/2 (mm) ở đây: DL là khoảng cách trục (mm); mn: mô đuyn của bánh răng (mm) Z,Z’: số răng của bánh răng chủ động và bị động Þ DLtg =(mn.( Zb + Zb’ ))/2 = (4.( 17 +34))/2 = 102 (mm) Þ DLtc =(mn.( Zl + Zl’ ))/2 = (4.( 15 + 49))/2 = 148 (mm) 3.2.3. Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số: Được tính theo công thức sau: Mk = ihk.h.Memax (Nm) Ơí đây Mk là mô men tại vị trí đang xét. ihk tỷ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang xét; h hiệu suất truyền lực Mô men truyền đến trục trung gian (Mtg) là: Mtg = itg.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr Trong đó h0 = 0,995 hiệu suất truyền lực của ổ bi hbr = 0,79 hiệu suất truyền lực của bánh răng h = 0,9952. 0,79 = 0,96 Þ Mtg = 0,96.2,16.617 = 1279,41 (Nm) Mô men truyền đến trục thứ cấp là: Tại bánh răng số một(Mtc1): Mtc1 = ih1.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc1 = 8,5.0,92.617 = 4924,94 (Nm) Tại bánh răng số hai(Mtc2): Mtc2 = ih2.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc2 = 4.97.0,92.617 = 2821,17 (Nm) Tại bánh răng số ba(Mtc3): Mtc3 = ih3.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc3 = 2,92.0,92.617 = 1657,51 (Nm) Tại bánh răng số tư (Mtc4): Mtc4= ih4.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc4 = 1,7.0,92.617 = 964,99 (Nm) Tại bánh răng số năm(Mtc5): Mtc5 = ih5.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr. = 0,9952. 0,97. 0,9952. 0,97 = 0,92 Þ Mtc5 = 1.0,92.617 = 567,64 (Nm) Tại bánh răng số lùi(Mtcl): Mtcl = ihl.h.Memax (Nm) Với h = h02. itg. hbr . h02. hbr. h02. hbr = 0,9956. 0,973 = 0,886 Þ Mtc1 = 0,886.10,2.617 = 5575,95 (Nm) 3.2.4. Lực tác dụng lên các bánh răng: R P Q R Q P R4 Q4 P4 R4 P4 Q4 Hình 4.2. Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng của hộp số Ở đây: P: lực tiếp tuyến; R: lực hướng tâm; Q: lực chiều trục Các lực lần lượt được tính như sau (2): Lực tiếp tuyến P = 2.M/d = 2.M/(mn.z) (N) Lực hướng tâm R= P.tga/cosb (N) Lực dọc trục Q = P.tgb (N) Trong đó: M: mô men xoắn trên trục tại bánh răng; d: đường kính vòng lăn của bánh răng; b: góc nghiêng của răng đối với bánh răng trụ răng nghiêng( bánh răng trụ răng thẳng b = 0) Cặp bánh răng luôn ăn khớp: za và za’ P = 2.Mtg/(mn.z) = 2.1279,41.103/(4.51) = 12543,2 (N) Q = 12543,2.tg220 = 4565,35 (N) R = 12543,2.tg220/cos220 = 4858,35 (N) Cặp bánh răng số một: P1 = 2.Mtg1/(mn.z) = 2.4924,94/(4.59.103) = 40889,05 (N) Q1 = 40889,05.tg220 = 16194,19 (N) R1 =16194,19.tg220/cos220 = 17233,5 (N) Cặp bánh răng số hai: P2 = 2.Mtg2/(mn.z) = 2.2821,17/(4.52.103) = 27126,63(N) Q2 =27126,63.tg220 = 9873,2 (N) R2 =27126,63.tg220/cos220 = 10506,93(N) Cặp bánh răng số ba: P3 = 2.Mtg3/(mn.z) = 2.1657,51/(4.43.103) = 19273,37(N) Q3 = 19273,37 .tg220 = 7014,93(N) R3 =19273,37 .tg220/cos220 = 7465,14 (N) Cặp bánh răng số bốn: P4 = 2.Mtg4/(mn.z) = 2.964,99 /(4.23.103) = 20978,04(N) Q4 =20978,04.tg220 = 7635(N) R4 =20978,04.tg220/cos220 = 8125,4(N) Pl = 2.Mtgl/(m.z) = 2.5575,95 /(4.44.103) = 40363,06(N) Tính bền bánh răng theo sức bền uốn Đối với bánh răng nghiêng ta có công thức tính ứng suất uốn du (MN/m2) như sau [3]: du = 0,24.P/(b.mn.y)b (MN/m2) (4.7) Đối với bánh răng thẳng ta có công thức tính ứng suất uốn: du = 0,24.P/(b.m.y)b (MN/m2) (4.8) Ở đây P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m) chiều rộng bánh răng; y: hệ số biến dạng bánh răng, không điều chỉnh có thể chọn theo số liệu(tra theo ztd). Đối với bánh răng trụ răng thẳng lấy số răng z thực tế để chọn, còn đối với bánh răng trụ răng nghiêng chọn theo số răng tương đương (ztđ): ztđ = z/cos3b (4.9) ở đây: z: số răng thực tế của bánh răng; b = 220 góc nghiêng của răng; mn = 4.10-2 (m) mô đuyn bánh răng nghiêng; Dựa vào công thức 4.9 ta có: ztđ = za/cos3b = 15/cos3220 = 18,8» 19 (răng) Tra bảng số liệu hệ số dạng răng y với bánh răng không điều chỉnh trong tài liệu [3] có: y= 0,117 du = 0,24.P/(b.mn.y) = 0,24.12543,2.10-6/(33,6.4.10-3.0,117) = 191,44 (MN/m2) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số một: ztđ1 = z1/cos3b = 15/cos3220 = 18,8 » 19 (răng) tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,122 du1=0,36.P1/(b.m.y) = 0,36.40889,05.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,122) = 776,867(MN/m2) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số hai: ztđ2 = z2/cos3b = 22/cos3220= 27,6 » 28 (răng) tra bảng tài liệu có : y = 0,132 du2 =0,24.P2/(b.mn.y) = 0,24.27126,63.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,132) = 366,97(MN/m2) Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số ba: ztđ3 = z3/cos3b = 31/cos3220 = 38,9 » 40 (răng) tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,142 du3= 0,24.P3/(b.mn.y) = 0,24.19273,37.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,142) = 242,37 (MN/m2) Ứng suất của cặp bánh răng gài số bốn. ztđ4 = z4/cos3b = 51/cos3220 = 63,99 » 64 (răng) tra bảng tài liệu có: y = 0,148 du4 = 0,24.P4/(b.mn.y) = 0,24.20978.10-6/(33.10-3.4.10-3.0,148) = 253,11 (MN/m2) Ứng suất của cặp bánh răng gài số lùi. ztđl = zl/cos3b = 15/cos300 = 15 (răng); tra bảng tài liệu có: y = 0,144 dul = 0,36.Pl/(b.m.y) = 0,36.40 363.10-6/(33,6.10-3.4.10-3.0,144) = 785,6(MN/m2) Ở ô tô tải ứng suất uốn của bánh răng trụ răng thẳng ở các số cao và cặp bánh răng luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (400 ¸ 850 MN/m2). Ứng suất uốn của bánh răng trụ răng nghiêng và cặp bánh răng luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (100 ¸ 250 MN/m2). Vậy ứng suất uốn của các bánh răng hộp số đều thỏa mãn yêu cầu. 3.2.5 Tính ứng suất tiếp xúc Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc (áp suất) tại tâm ăn khớp. Ứng suất tiếp xúc dtx [MN/m2] được tính theo công thức sau: dtx = 0,418. (4.10) Ở đây: P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m): chiều rộng bánh răng E = 2,1.105(MN/m2) mô đuyn đàn hồi; a = 220 góc ăn khớp; r1, r2 bán kinh cong của bề mặt răng tại điểm tiếp xúc của bánh răng chủ động và bị động (m) Đối với bánh răng trụ răng thẳng r1 = r1.sina ; r2 = r2.sina (4.11) Đối với bánh răng trụ răng nghiêng r1 = r1.sina/cos2b ; r2 = r2.sina /cos2b (4.12) Ở đây: r1,r2: bán kính vòng tròn lăn của bánh răng chủ động và bị động; b góc nghiêng đường răng của bánh răng trụ răng nghiêng. Đối với ô tô tải thường trung bình ô tô chỉ sử dụng một nữa mô men (Memax) của động cơ vì thế để đơn giản chúng ta sẽ lấy mô men tính toán ở đây bằng một nữa mô men Memax của động cơ truyền xuống để tính. Ứng suất tiếp xúc cho phép lên bề mặt răng ở chế độ tải trọng trên trục sơ cấp hộp số Mtt = 0,5. Memax được cho ở bảng sau: Bảng 41. : Bảng ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đối với bánh răng hộp số ô tô khi tính toán theo chế độ tải trọng ở trục sơ cấp Mtt = 0,5. Memax. Loại bánh răng Bánh răng Xêmentit hóa Xianuya hóa Số một và số lùi 1900 ¸ 2000 (MN/m2) 950 ¸ 1000 (MN/m2) Luôn luôn ăn khớp 1300 ¸ 1400 (MN/m2) 650 ¸ 700 (MN/m2) Các bánh răng của hộp số thiết kế là được Xêmentit hóa Đường kính vòng lăn bánh răng dẫn động trục trung gian (da1) da1 = 2.Aw/(ia + 1) = 2.160/(2,16 + 1) = 101,26(mm) da2 = ia. da1 =101,26.2.16 = 218,72 (mm) Từ công thức 4.12 ta có: r1 = (101,26/2).sin220/cos2220 =50,63.0,39 = 19,75(mm) = 0,02 (m) r2= (218,72 /2).sin220/cos2220 = 109,36.0,39 = 42,65(mm) = 0,04 (m) dtx = 0,418. = 861,01 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số một: d11 = 2.160/(i1 + 1) = 2.160/(3,94 + 1) = 64,78(mm) = 0,065 (m) d12 = 3,94.0,065 = 0,2561 (m) r11 = (0,065/2).sin220/cos2220 = 0,033.0,39 = 0,013 (m) r12 = (0,2561/2).sin220/cos2220 = 0,1281.0,39 = 0,0423 (m) dtx1 = 0,418. = 1500 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số hai: d21 = 2.160/(i2 + 1) = 2.160/(2,3 + 1) = 96.97 (mm) = 0,97 (m) d12 = 2.3.0,97 = 0,223 (m) r21 = (0,97/2).sin220/cos2220 = 0,049.0,39 = 0,0191 (m) r22 = (0,223/2).sin220/cos2220 = 0,112.0,39 = 0,043 (m) dtx2 = 0,418. = 909,09 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số ba: d31 = 2.160/(i3 + 1) = 2.160/(1,35 + 1) = 136,17 (mm) = 0,14 (m) d32 = 1,35.0,14 = 0,189 (m) r31 = (0,14/2).sin22/cos222 = 0,07.0,39 = 0,0273 (m) r32 = (0,189/2).sin22/cos222 = 0,095.0,39 = 0,037 (m) dtx3 = 0,418. = 721,6 (MN/m2) Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số bốn: d41 = 2.160/(i4 + 1) = 2.160/(0,49 + 1) = 214,765(mm) = 0,214 (m) d42 = 0,214.0,49 = 0,10 (m) r21 = (0,214/2).sin220/cos2220 = 0.107.0,39 = 0,042 (m) r22 = (0,1/2).sin220/cos2220 = 0,05.0,39 = 0,0195 (m) dtx2 = 0,418. = 816,4 (MN/m2) 3.2.6. Tính sức bền của trục Trục của hộp số tính toán theo ứng suất uốn và xoắn. Khi tính bền thường tính riêng cho cho từng số .Ứng suất uốn tính theo công thức(3): su = Mu/(0,1.d3) (MN/m2) Ứng suất uốn xoắn tính theo công thức(3): tx = Mx/(0,2.d3) (MN/m2) ở đây: Mu; Mx: mô men uốn và xoắn tương ứng,(MN.m) d: đường kính của trục tại tiết diện đang tính(m) Đối vơi tay số bốn ta xây dựng đường biểu đồ mô men uốn và xoắn tại tiết diện nguy hiển (c - c ): Tính phản lực ở các gối đỡ: SmAy = R4.a - l.By = 0 Þ By = R4.a/ l trong đó: a: khoảng cách từ bánh răng tính đến ổ đỡ; l:chiều dài giữa hai gối đỡ Þ By =8125,4.125/400 = 1390,98 (N) Þ Ay = R4 - By = 4868,44 - 1390,98 = 3477,46(N) SmAx = P4.a - l.Bx = 0 Þ Bx = P4.a/ l Þ Bx = 12569,26.125/400 = 3591,2(N) Þ Ax= P4 - Bx = 12569,26 - 3591,2 = 8978,06(N) Tính mô men uốn tổng cộng Mu = Mux = Ax.a = 8978,06.125 = 897806[N.mm] = 897,806(N.m) Muy = Q4.d/2 - Ay.a = 45574,84.24,5 - 3477,46.100 = = - 235662,42[N.mm] = -235,66 (N.m) Þ Mu = = 928219(N.mm) = 928,219 (N.m) Ứng suất uốn: tx = Mx/(0,2.d3) (MN/m2) tx = 579,04/(0,2.(0,054)3) =18386424,83(N) = 18,386 (MN/m2) Mth = = = 1062,5 [N.m] =1062,5.10-6 (MN.m) sth = Mth/(0,1.d3) = 1062,5.10-6/(0,1.0,0543) = 67,476 (MN/m2) Ứng suất tổng hợp cho phép [sth] = 50 ¸ 70 (MN/m2) sth = 67,476(MN/m2) < [sth]. Vậy chọn d4 = 54 (mm) 597040[N.mm] Mux 897806[N.mm] 235662,42[N.mm] Ax R4 c c Muy A Mx Ay P4 B By Bx 275 125 - Hình 4.3 Biểu đồ mô men tay số bốn trục thứ cấp 4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT VÀ CÁC CỤM CỦA HỘP SỐ 4.1. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC VÀ KIỂM TRA ĐỘ CỨNG VỮNG 4.1.1. Chọn sơ bộ kích thước trục: Khi tính trục số ô tô có thể dùng những công thức kinh nghiệm sau sơ bộ kính thước của trục [3]: Đối với trục sơ cấp: d1 = 5,3. Ở đây: d1: đường kính của trục sơ cấp (mm); Memax = 421,4 (Nm) mô men quay cực đại của động cơ theo đề cho d1 = 5,3. = 45,3 » 45 (mm) Đối với trục trung gian: d2 = 72 đã được tính ở phần trước d2/l2 = 0,16 ¸ 0,18 d2/l2 = 0,16 l2 = d2/0,16 = 72/0,16 = 449,8 (mm) Đối với trục thứ cấp: D3 = 72 đã được tính ở phần trước D3/l3= 0,18 ¸ 0,21 d3/l3 = 0,18 l3 = d3/0,18 = 72/0,18 = 400 (mm) 4.1.2. Tính trục theo cứng vững 125 45 90 80 25 35 125 45 90o00 80 25 Trục càng cứng vững sẽ làm tăng độ bền của bánh răng và giảm tiếng ồn khi làm việc, vì lúc đó các bánh răng không bị vênh. Độ cứng vững của trục được đặt trưng bởi độ võng góc xoay của trục, tại điểm ấy hai mặt phẳng vuông góc với nhau. Thường đối với ô tô người ta chỉ kiểm tra trục trung gian và trục thứ cấp. Từ các kính thước đã tính ở phần trước: Có chiều rộng vành răng b = 32,6(mm); Chiều rộng ổ bi B = 28(mm); Chiều rộng của ống gài đồng tốc: 80(mm). Tổng hợp các kích thước trên ta có thể chọn khoảng cách trên các trục như sau: Hình 5.1. Sơ đồ bố trí hộp số thiết kếTrục thứú cấp: Tay số4 P4 = 12543,2 (N); Q4 = 4565,35N); R4 = 4858,35(N); M4 = 964,99(Nm) R4 Q4 P4 125 275 Hình 5.2. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 4. Ở đây để độ võng và góc xoay tại mỗi điểm của dầm do lực tập trung (R4) và mô men tập trung(M4) gây ra. Do đó tính độ võng góc xoay của từng lực tác dụng riêng rẻ, sau đó lấy tổng đơn vị theo số nguyên cộng tác dụng. Mômen quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]: J4 = p.D44/64 Ở đây: D4:đường kính ngoài của trục D4 = = = 48,6 » 49(mm) tx = 15 ¸ 50Mpa chọn tx = 26 J4 = 3,14.494/64 = 282835,55 Độ võng do lực R4 gây ra(yR4): yR4 = = = 0, 0486 (mm) Độ võng do mô men M4 gây ra: yM4 = .(-3.a+2.a2/l + l) = = .(-3.125 +2.152/400 + 400) = 0,03(mm) Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 4(y4) là: y4 = yR4 + yM4 = 0,0487 + 0,036 = 0,085 (mm) < 0,2(mm) Độ xoắn của trục do lực P4 gây ra() được tính theo công thức sau: = = = 0,0002 (rad) < 0,002(rad) Vậy khi gài số bốn trục thứ cấp đạt được độ cứng vững. Tay số 3 P3 = 19273,37 (N); Q3 =7014,93(N); R3 = 7465,14(N); M3 = 1657,51 (Nm) P3 Q3 195 205 R3 Hình 5.3. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 3. Mô men quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]: J3= p.D34/64 Ởí đây: D3:đường kính ngoài của trục D3 = = = 60 (mm) tx = 15 ¸ 50Mpa chọn tx = 26 J3 = 3,14.604/64 = 635850 Độ võng do lực R3 gây ra(yR3): yR3= = = 0, 0435 (mm) Độ võng do mô men M3 gây ra: yM3 = .(-3.a+2.a2/l + l) = .(-3.195 + 2.1952/400 + 400) = 0,0248(mm) Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 3(y3) là: y3 = yR3 + yM3 = 0,0248 + 0,0435 = 0,0683 (mm) < 0,2(mm) Độ xoắn của trục do lực P3 gây ra() được tính theo công thức sau: = = = 0,000036 (rad) < 0,002(rad) Vậy khi gài số ba trục thứ cấp đạt được độ cứng vững. Tay số 2 P2 = 27126,63 (N); Q2 = 9873,2(N); R2 = 10505,93(N); M2 = 2821,17(Nm) R2 Q2 P2 275 125 Hình 5.4. Sơ đồ lực tá