Đồ án Thiết kế hộp số truyền động cơ khí, hai trục, 4 số tiến và một số lùi cho xe du lịch 4 chỗ ngồi

n, hộp số hành tinh có trục di động nhằm thực hiện các chuyển động theo trong các bộ truyền bánh răng. Hộp số hành tinh điều khiển bằng cần số hoặc điều khiển tự động. Ngày nay, hộp số hành tinh sử dụng phổ biến trên ôtô con. Hộp số hành tinh được tổ hợp từ các cơ cấu hành tinh (CCHT) cơ bản. Trên ôtô có ba dạng cơ cấu cơ bản: CCHT kiểu Wilson độc lập CCHT theo sơ đồ Simpson CCHT theo sơ đồ Ravigneaux - Đặc điểm cấu tạo của cơ cấu hành tinh kiểu Wilson: Hình 2.15: Cấu tạo và sơ đồ CCHT Wilson. CCHT kiểu Wilson là bộ truyền bánh răng ăn khớp trong và ngoài, ba trục. Các chi tiết gồm: một bánh răng mặt trời có vành răng ngoài M đặt trên một trục quay, một bánh răng ngoại luân có vành răng trong N đặt trên một trục quay khác cùng đường tâm với trục của M, các bánh răng hành tinh H nằm giữa M và N và đồng thời ăn khớp với M và N, trục của các bánh răng H nối cứng với nhau trên giá hành tinh G và chuyển động quay xung quanh đường tâm trục của M và N, trục của G là trục thứ 3 của CCHT. Nguyên lý làm việc của cơ cấu hành tinh Wilson được xem xét dưới dạng sơ đồ theo bảng dưới đây. - 23 - Trong đó quan hệ của số vòng quay trên trục bị động chia cho số vòng quay trên trục chủ động là tỷ số truyền của CCHT đang xét. Trong bảng gồm 7 trạng thái, phần tử liên kết được hiểu là phần tử nối với vỏ hoặc liên kết giữa hai phần tử với nhau, tỷ số truyền được tính: cd bd bd cd M M n ni  Khả năng sử dụng được ghi rõ như: số truyền tăng tốc, chậm, thẳng hoặc lùi. Giới hạn tỷ số truyền phụ thuộc vào khả năng chế tạo và kích thước của các chi tiết. Khả năng sử dụng của hộp số ôtô: Khả năng sử dụng tỷ số truyền phụ thuộc vào giới hạn làm việc của động cơ. Vì vậy trong bảng 1 chỉ sử dụng một số trạng thái: *Trạng thái 1 có thể là số 1 với i 2,55,0 (số truyền rất chậm) *Trạng thái 6 có thể là số 2 với i 1,02,0 (số truyền chậm) *Trạng thái 7 có thể là số 3 với i 1 (số truyền thẳng) *Trạng thái 5 có thể là số 4 với i 0,60,8 (số truyền tăng tốc OD) *Trạng thái 3 có thể là số lùi với i -(4,01,5) (số truyền lùi) *Trạng thai O là trạng thái có phần chủ động, bị động, nhưng các phần tử khác chỉ quay không, còn trục bị động quay không tải. Ở trạng thái này bánh răng hành tinh làm nhiệm vụ điều hoà tốc độ quay của các phần chủ động và bị động, một khâu khác quay tự do, vì vậy nó được dùng để tạo nên số Mo, và dùng để chẩn đoán trạng thái kỹ thuật của hộp số trong sử dụng. Bảng các khả năng làm việc và ứng dụng của cơ cấu hành tinh kiểu Wilson. Các phần tử khoá được sử dụng trong hộp số tự động là: *Ly hợp ma sát làm việc trong dầu. *Phanh dải. *Khớp một chiều. Tuỳ theo từng cấu trúc của hộp số tự động mà các phần tử khóa là phần tử điểu khiển hoặc phần tử đảm bảo an toàn cơ cấu. - 24 - - 25 - CHƯƠNG 3 NHIỆM VỤ- YÊU CẦU- PHÂN LOẠi HỘP SỐ 3.1. Nhiệm vụ: Động cơ đốt trong dùng trên ôtô có hệ số thích ứng rất thấp, đối với động cơ xăng hệ số này bằng 2,11,1  và đối với điêzen bằng 15,105,1  . Do đó mômen quay của động cơ ôtô không thể đáp ứng nổi yêu cầu mômen cần thiết để thắng sức cản chuyển động thay đổi khá nhiều khi ôtô làm việc. Muốn giải quyết được vấn đề này, trên ôtô cần phải có hộp số. Nhờ hộp số, ta có thể tăng lực kéo cần thiết để thắng sức cản chuyển động tăng lên của ôtô và đảm bảo cho ôtô chuyển động với vận tốc thấp, nhưng tốc độ thấp này tự động cơ không thể đảm bảo được vì động cơ đốt trong có số vòng quay tối thiểu khá cao. Ngoài ra, hộp số còn đảm bảo cho ôtô thực hiện chạy lùi và đảm bảo cắt lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi cần thiết mà động cơ vẫn còn hoạt động. Trên ôtô để tăng tính năng hiệu quả người ta bố trí hộp số phụ, nhờ vậy ta có thể tăng được tỷ số truyền mà hộp số chính không thể đảm nhận được. 3.2. Phân loại: Căn cứ vào phương pháp thay đổi tỷ số truyền có : Hộp số vô cấp và hộp số có cấp. +Hộp số vô cấp: Ưu điểm của hộp số vô cấp là rút ngắn được thời gian tăng tốc khi khởi hành, sử dụng được tải trọng hoàn toàn của động cơ, thay đổi tỷ số truyền đều đặn. Nhược điểm: Hộp số vô cấp có cấu tạo phức tạp, khả năng thay đổi lực kéo ở bánh xe chủ động trong phạm vi nhỏ. + Hộp số có cấp: Hộp số trên ôtô thường dùng là loại 3 cấp, 4 cấp, 5 cấp có khi tới 6 hay 7 cấp. Hộp số có cấp truyền mômen của động cơ đến các bánh xe chủ động nhờ hệ thống dẫn động bánh răng. Loại này được dùng phổ biến trên ôtô. Hộp số có cấp có những nhược điểm: Phạm vi thay đổi tỷ số truyền nhất định, khi muốn tăng tỷ số truyền thì kết cấu hộp số sẽ phức tạp, cồng kềnh. Việc điều khiển của người lái cũng khó khăn hơn. - Theo sơ đồ động chia ra: Hộp số có đường trục cố định, trục chủ động và trục bị động đồng tâm (hộp số ba trục ). - 26 - Hộp số có đường trục cố định, trục chủ động và trục bị động không đồng tâm ( hộ số hai trục ). -Theo cấp tỷ số truyền chia ra: loại 3 cấp, loại 4 cấp, loại 5 cấp… + Theo kiểu bánh răng chia ra: Truyền động bánh răng thẳng. Truyền động bánh răng nghiêng. Truyền động bánh răng chữ V. + Theo kiểu cơ cấu đổi số chia ra: Bằng bánh răng trượt. Bằng khớp nối răng. Bằng bộ đồng tốc. Bằng phanh một thành phần của cơ cấu hành tinh bằng ly hợp ma sát. -Theo sơ đồ động học chia ra: Hộp số thuỷ lực. Hộp số điện. Hộp số ma sát. Theo phương pháp điều khiển chia ra: Điều khiển bằng tay. Điều khiển tự động. Điều khiển bán tự động. 3.3. Yêu cầu đối với hộp số ôtô: - Có dãy tỷ số truyền phù hợp để nâng cao tính năng động lực học và kinh tế của ôtô. - Hiệu suất truyền động phải cao, làm việc không ồn, sang số nhẹ nhàng, các bánh răng không bị va đập khi sang số, không tự động nhả số và không gài hai số một lúc. - Kết cấu không phức tạp, chắc chắn dễ điều khiển, dễ bảo dưỡng, kiểm tra sửa chữa. - Đảm bảo thời gian sử dụng lâu dài. - 27 - Chương 4 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ SƠ ĐỒ ĐỘNG HỘP SỐ 4.1. Chọn cách bố trí động cơ: Động cơ bố trí trên ôtô theo kiểu: Động cơ bố trí phía trước và ngoài buồng lái, tuy có một số nhược điểm như: Làm giảm tầm nhìn của người lái, thu nhỏ thể tích khoang hành khách, nhưng bố trí theo kiểu này chăm sóc động cơ sẽ thuận tiện, không càn cách nhiệt cách âm. Đây là cách bố trí được sử dụng rộng rãi trên ôtô du lịch ngày nay. Hình 4.1: Sơ đồ bố trí động cơ. Hình 4.2: Sơ đồ hệ thống truyền lực. Với ôtô du lịch cỡ nhỏ, làm việc trong điều kiện chất lượng đường khá tốt, thì ta lựa chọn phương án truyền lực theo công thức 4x2, với cầu trước chủ động. Kiểu này ngày nay được sử dụng khá phổ biến trên ôtô du lịch. Cầu trước chủ động nhằm tận dụng trọng lượng của khối động lực tăng tính ổn định của xe, giảm ảnh hưởng của lực bên, không cần bố trí các đăng trong điều kiện không gian gầm chặt hẹp.Với cách bố trí này, trọng lượng của xe được phân bố đều lên hai cầu (động cơ chiếm tỷ lệ khối lượng tương đối lớn ), nên kết cấu hệ thống truyền lực đơn giản đễ bảo dưỡng, sửa chữa. - 28 - 4.2. Chọn loại hộp số và sơ đồ động: 4.2.1. Chọn loại hộp số: Hộp số thiết kế theo kiểu: Hộp số cơ khí có cấp điều khiển bằng tay, sử dụng bộ đồng tốc ở tất cả các số tiến. Kiểu này có ưu điểm: Gía thành rẻ, chế tạo và kết cấu đơn giản. Qúa trình gài số êm dịu dễ dàng, tránh va đập gây vỡ bánh răng (so với loại không sử dụng bộ đồng tốc). Hiệu suất truyền động cao, làm việc với độ tin cậy tốt. Dễ sửa chữa bảo dưỡng. Nhược điểm: Do phải điều khiển cơ cấu sang số bằng tay nên tốn sức lực người lái (đặc biệt khi ôtô làm việc ở chế độ thay đổi tốc độ liên tục). Tốn thời gian sang số, hộp số làm việc không êm dịu như hộp số tự động. Khi cần nhiều tỷ số truyền thì kết cấu hộp số sẽ cồng kềnh phức tạp. 4.2.2. Lựa chọn sơ đồ động: A B C Hình 4.3: Sơ đồ động hộp số thết kế. A-Trục sơ cấp, B-Trục thứ cấp, C-Trục số lùi. I: Bộ đồng tốc một (BĐT 1 ) , II: Bộ đồng tốc II (BĐT 2 ). - 29 - - Trục sơ cấp: trục sơ cấp hộp số có lắp các bánh răng lồng không, bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng. Đầu trước của trục có then hoa để ăn khớp với ly hợp và được định tâm trên bánh đà nhờ ổ bi. Ngoài ra, trục còn được gối trên hai ổ bi cầu hướng kính đỡ chặn một dãy trong vỏ hộp, ổ bi được định vị trong vỏ hộp nhờ vòng hãm xẻ rãnh với các bu lông, đầu nối với bánh đà có phớt chắn dầu. Trên trục có các vách ngăn, vòng cách để hãm các bánh răng, bộ đồng tốc tránh di chuyển dọc trục. Bánh răng có lỗ khoan để đảm bảo lượng dầu bôi trơn cho ổ trượt. Bộ đồng tốc sử dụng thuộc kiểu quán tính, ăn khớp với bánh răng nhờ vành răng, bộ đồng tốc lắp trên trục bằng then hoa. - Trục thứ cấp: Trục thứ cấp liên kết với bánh răng nhờ then bán nghuyệt, trục quay trên hai ổ bi hướng kính đỡ chặn, định vị trong vỏ hộp nhờ vòng hãm xẻ rãnh với các bu lông, trên trục có bố trí các vòng cách để hãm các bánh răng tránh di chuyển dọc trục. Một đầu trục có then hoa để lắp bánh răng của bộ truyền lực chính, trên trục có vòng chặn ổ bi. - Bánh răng trên trục số lùi là bánh răng trụ răng thẳng, việc ăn khớp không nhờ bộ đồng tốc mà di trượt trên trục nhờ ổ trượt. Để bố trí trục số lùi, trên vỏ hộp số có bố trí vách ngăn. Trục số lùi lắp trên vỏ nhờ ổ trượt. Trục được cố định trên vỏ hộp nhờ bulông và tấm hãm, bánh răng trên trục quay trơn. Bánh răng số lùi trên trục sơ cấp cố định với trục nhờ then bằng, bánh răng số lùi trên trục thứ cấp không ăn khớp trực tiếp với bánh răng trên trục sơ cấp. - Bánh răng trên trục sơ cấp và trục thứ cấp luôn ăn khớp với nhau để sẵn sàng truyền công suất, trên vành bánh răng sơ cấp có vành răng ăn khớp với bộ đồng tốc. - Cơ cấu điều khiển: Cơ cấu điều khiển theo kiểu bằng tay. Trên trục trượt có các rãnh hãm và được hãm bằng bi dưới tác dụng của lực nén lò xo, để đảm bảo không cho trục dịch chuyển tránh hiện tượng nhảy số ngẫu nhiên, tránh cài hai số một lúc. Ngoài ra còn có cơ cấu định vị đúng số. 4.2.3. Đường chạy số: + Số I: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bộ đồng tốc I sang bên phải, lúc này xe chạy ở số I, đường truyền mômen như sau: - 30 - A BĐT 1 Z1 Z11 B + Số II: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bộ đồng tốc I sang bên trái lúc này xe chạy ở số II, đường truyền mômen như sau: A BĐT1 Z 2 Z 22 B + Số III: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bộ đồng tốc II sang bên phải lúc này xe chạy ở số III, đường truyền mômen như sau: A BĐT 2 Z 3 Z 33 B + Số IV: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bộ đồng tốc II sang bên trái lúc này xe chạy ở số IV, đường truyền mômen như sau: A BĐT 2 Z 4 Z 44 B + Số lùi: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bánh răng di trượt sang bên trái, lúc này mômen được truyền đến trục thứ cấp cấp thông qua bánh răng trung gian, đường truyền như sau: A Z L Z 2L Z 1L B + Số không: Khi hai bộ đồng tốc ở vị trung gian, cần gạt số lùi ở vị trí trung gian, các khoá hãm và định vị giữ trục gài số ở vị trí trung gian, đảm bảo dừng xe an toàn khi động cơ đang hoạt động. - 31 - CHƯƠNG 5 KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT HỘP SỐ 5.1. Kết cấu và tính toán các chi tiết hộp số: 5.1.1. Bánh răng: Bánh răng sử dụng có biên dạng thân khai, các bánh răng của ôtô làm việc trong điều kiện khá nặng nhọc, chúng truyền lực lớn ở tốc độ vòng lớn.Yêu cầu hộp số lại phải có kích thước nhỏ nên các bánh răng phải có kích thước bé, do đó chúng làm việc càng căng thẳng. + Yêu cầu đối với bánh răng hộp số: Đảm bảo truyền mômen quay một cách đều đặn, làm việc không ồn, ăn khớp đúng mặc dù có sự sai lệch một ít về khoảng cách giữa đường tâm các bánh răng ăn khớp, đủ độ bền làm việc. Răng có dạng thân khai đảm bảo các yêu cầu nêu trên đối với bánh răng hộ số ô tô. Chính phương pháp tạo thành đường thân khai đã xét đến độ êm dịu ăn khớp và kéo theo đó là sự truyền mômen quay một cách êm dịu. +Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40Cr. Sử dụng dòng điện cao tần để tôi. +Phương pháp chế tạo: Chế tạo bằng dao phay. +Chọn mô đun bánh răng và khoảng cách trục: Khi chọn mô đun bánh răng cho hộp số ô tô cần chú ý một số đặc điểm sau: Ðể giảm tiếng ồn khi làm việc nên giảm môđun và tăng chiều rộng răng. Để giảm trọng lượng khi có cùng một khoảng cách các đường tâm thì tăng môđun và giảm chiều rộng răng. Ta tính chọn trị số môđun thống nhất cho tất cả các bánh răng hộp số. Ðể chọn môđun bánh răng hộp số ta dựa vào mômen quay động cơ, hiệu suất và tỷ số truyền ở số 1. Theo [01-tr147] thì: Me=Memax.ih1.h - 32 - Trong đó: Memax: Mômen quay cực đại của động cơ (Nm). ih1: Tỷ số truyền ở số 1. h: Hiệu suất của hộp số lấy trung bình là: 0,96. Tính được Me ta đặt lên trục hoành của đồ thị, sau đó gióng đường thẳng đứng tại điểm nằm trên trục hoành vừa xác định cho đến khi gặp vùng nằm giữa hai đường xiên, với bánh răng nghiêng sẽ lấy điểm nằm gần đường xiên dưới, gióng ngang sang gặp đường tung độ để xác định trị số môđun cần chọn. Me = 124.3,242.0,96 = 0,3869 (kNm)  Môđun pháp tuyến m của bánh răng, dựa vào đồ thị sau: Hình 5.1: Đồ thị chọn môđun pháp tuyến hộp số. Với Me=0,386 ta chọn m=3,5 dựa vào dãy mô đun theo [01-tr148]. Khoảng cách trục: A = (i+1) 3 26 . .. . 10.05,1 iAtx n NK i         theo [03-145] (công thức 3-10). Trong đó: i: Là tỷ số truyền ở cấp số i ( chọn i = 1).  tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép; N/ mm 2 . A : Hệ số chiều rộng bánh răng, sơ bộ chọn A =0,17. K: Hệ số tải trọng: sơ bộ chọn K =1,4.  : Hệ số : =1,25. N: Công suất động cơ, (kw). - 33 - n : Tốc độ bánh răng bị động ở cấp số i (v/ph).  A  (3,24+1) 3 6 35,925.25,1.17,0.242,3.950 735,0.80.4,1.10.05,1 = 155 )(mm chọn A=160 )(mm 5.1.1.2. Xác định số răng của bánh răng hộp số. Với bộ truyền bánh răng nghiêng thì theo [03-tr.49], góc nghiêng  trong khoảng =8 20 0 sơ bộ chọn  =10 0 . Khi đã chọn được khoảng cách trục A và môđun pháp tuyến m như nhau cho các bánh răng ở các cấp số thì số lượng răng của bánh răng chủ động và bánh răng bị động được tính: Số I: Z1 =  11. cos..2 him A   =  242,31.5,3 10cos.160.2  = 21 (răng)  Z11 = i 11.Zh = 21 242,3. = 68 (răng) Số II: Z 2 =    989,11.5,3 10cos.160.2 1. cos..2 2    him A  = 30 (răng) Z 22 = i 2h 2.Z = 1,989 30. = 60 (răng) Số III: Z 3 =  1. cos..2 3 him A  =  289,11.5,3 10cos.160.2  = 39 (răng)  Z 33 = i 33 .Zh = 1,289 .39 = 50 (răng) Số IV: Z    11.5,3 10cos.160.2 1. cos..2 4 4     him A  = 45 (răng) =Z 44 Sơ bộ chọn số răng của bánh răng truyền lực chính Z 23V , với đường kính vòng chia dc=82(mm), môđun ngang mS =3,5 nên môđun pháp của bánh răng: .Smm  cos 010 3,45. - 34 - Tỷ số truyền được tính chính xác là: i 238,3 21 68 1 11 1  Z Z h i 2 30 60 2 22 2  Z Z h i 282,1 39 50 3 33 3  Z Z h i 1 4 44 4  Z Z h Khoảng cách trục: A=     2,158 10cos.2 5,3.6821 cos.2 .111    mZZ ( mm ) Tính cho trục số lùi: Số lùi sử dụng trong điều kiện tốc độ thấp nên ta sử dụng kiểu bánh răng thẳng không sử dụng bộ đồng tốc. Gọi: Z L : Số răng bánh răng số lùi trên trục sơ cấp. Z 1L : Số răng của bánh răng số lùi trên trục thứ cấp. Z 2L : Số răng của bánh răng số lùi trên trục số lùi (bánh răng trung gian). Bánh răng ZLvà bánh răng Z 1L không ăn khớp trực tiếp mà thông qua bánh răng trung gian trên trục số lùi. Sơ bộ chọn số răng của bánh răng trung gian(Z 2L ) : 18 (răng). Ta có i L = 34,31  L L Z Z Z 6018.340,3.1  LLL Zi (răng) Chọn số răng của bánh răng trung gian Z 262L (răng) Tỷ số truyền được tính chính xác là: i L 333,318 60  Khoảng cách giữa trục sơ cấp và trục số lùi: A     25,68 2 5,3.1821 2 .2    mZZ L SL )(mm Khoảng cách giữa trục thứ cấp và trục số lùi: - 35 - A     5,150 2 5,3.6026 2 5,3.21  LLTL ZZ )(mm 5.1.1.3. Tính bánh răng: Bánh răng hộp số ô tô tính toán theo uốn và theo tiếp xúc. * Tính theo uốn: Khi tính toán bánh răng hộp số ô tô ta cần mômen tính toán của động cơ M d truyền suống bánh răng để tính. khi tính toán bánh răng hộp số ô tô, mômen tính toán của động cơ bằng mômen quay động cơ M maxe . Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của bánh răng xác định trên cơ sở công thức LEWIS: 24,0. .. ymb p u  [N/mm 2 ] [01-tr.154] (công thức IV-19) Trong đó: p: Lực vòng tác dụng lên bánh răng tại tâm ăn khớp )(N . b: Chiều rộng bánh răng )(mm . y: Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng tương đương: Z td = 3cos Z , (Z:số răng thực tế). Điều kiện tính toán: ][ uu   , ][ u là ứng suất uốn cho phép của bánh răng, theo [01-tr.156] thì ứng suất uốn của bánh răng trụ răng nghiêng ôtô du lịch trong khoảng: 350180  (N/mm 2 ). Theo tài liệu: [09-tr.60]. Khi bánh răng quay một chiều, ứng suất trong răng sẽ thay đổi mạch động:        Kn K N u . .6,6,14,1 ''1 Trong đó: 1 : Là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, được xác định theo công thức sau: 1 b)45,04,0(  . n : Hệ số bền dự chữ, với bánh răng chế tạo từ thép tôi n 28,1  sơ bộ chọn n 1,8. Với thép 40Cr tôi, sơ bộ chọn b 800 (N/mm 2). K : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, sơ bộ chọn K 1,2. K’’ N : Hệ số chu kỳ ứng suất, sơ bộ chọn K ’’ N 1. Vậy ứng suất uốn cho phép được tính: - 36 -    2,1.8,1 1.900.45,0.6,1 u 300(N/mm 2). +Tính cặp bánh răng 1-11: Z 1 = 21 (răng); Z 11 = 68 (răng); m =3,5 M 1 = 124 (Nm); M 11 = M 1 5,38596,0.238,3.124.. 1 hi (Nm) Bán kính vòng chia: r 3,37 10cos.2 21.5,3 cos.2 0 1 1   mZ ( mm ) r 8,120 10cos.2 68.5,3 cos.2 . 0 11 11   Zm ( mm ) Lực vòng: P 4,3324 3,37 124000 1 1 1  r M (N) P 2,3191 8,120 385500 11 11 11  r M (N) Z 22 cos 21 cos 33 1 1   Z td (răng)  11,01 y Z 71 10cos 68 cos 033 11 11   Z td (răng)  154,011 y Với 17,0A  b = 0,17A; chọn chiều rộng các bánh răng như nhau, ta có:b=158,2 2717,0  ( mm ).  11u   11 1 1 .. 24,0. ymb P u )/(75,7611,0.5,3.27 24,0.4,3324 2mmN  [ ]u +Tính cặp bánh răng 2-22: Z 302 (răng); Z 6022 (răng); m = 3,5 M )(1242 Nm ; M  ..124 222 hi 124 )(1,23896,0.2. Nm Bán kính vòng chia: r )(3,53 10cos.2 30.5,3 cos.2 . 0 2 2 mm Zm   r 6,106 10cos.2 60.5,3 cos.2 . 0 22 22   Zm ( mm ) Lực vòng: - 37 - P 5,2326 3,53 124000 2 2 2  r M ( mm ) P 6.2233 6,106 238100 22 22 22  r M ( mm ) Z 63 10cos 30 cos 033 2 2   Z td (răng) 123,02  y Z rZtd (6310cos 60 cos 033 22 22   ăng) 151,022  y 04,48 123,0.5,3.27 24,0.5,2326 .. 24,0. 2 2 2  ymb P u (N/ mm 2 ) < ][ u +Tính cặp bánh răng: 3-33: Z 393 (răng); Z (5033 răng); m = 3,5 M 1243 (Nm); M 6,15296,0.282,1.124..124 333  hi (N m ) Bán kính vòng chia: r 3,63 10cos.2 39.5,3 cos.2 . 0 3 3   Zm ( mm ) 9,88 10cos.2 50.5,3 cos.2 . 0 33 33   Zm r ( mm ) Lực vòng: P 9,1958 3,63 124000 3 3 3  r M (N) P 5,1716 9,88 152600 33 33 33  r M (N) Z 41 10cos 39 cos 033 3 3   Z td (răng) 137,0 y Z 52 10cos 50 cos 033 33 33   Z (răng) 146,033  y 3,36 137,0.5,3.27 24,0.9,1958 .. 24,0. 3 3 333  ymb P uu  (N/ mm 2 )  [ ]u +Tính cặp bánh răng 4-44: Z 45444  Z (răng); m = 3,5; M N(1244 m ); M ..124 444 hi =124 11996,0.1.  (N m ) Bán kính vòng chia: r 80 10cos.2 45.5,3 cos.2 . 0 4 444   Zmr ( mm ) - 38 - Lực vòng: P 1550 80 124000 4 4 4  r M (N);P 148750 80 119000 44 44 44  r M (N) 5,27 143,50,3.27 24,0.1550 .. 24,0. 4 4 444  ymb P  (N/ mm 2 )<[ ]u + Tính cho cặp bánh răng số lùi: -Cặp bánh răng Z 2LL Z : Z 18L (răng); Z 2L 26 (răng); 114,0;104,0 2  LL yy ; (m=3,5) M 124L (Nm); M 4,17196,0.44,1.124..124 22  LLL i (N m ) Bán kính vòng chia: 5,45 2 5,3.26 2 . 2 2  L L Zmr ( mm ) Lực vòng: P 5,3936 5,31 124000  l L L r M (N) P 4,3767 5,45 171400 2 2 2  l L L r M (N) 1,108 104,0.24.5,3 24,0.5,3936 .. 24,0. 2  L L uLuL ybm P  (N/ mm 2 )< ][ u -Cặp bánh răng Z :21 LL Z Z 262L (răng); Z 601L (răng) ; m=3,5 M 1192L ( N m ); M 8,38096,0.333,3.119.. 2121  LLLL iM ( N m ) Bán kính vòng chia: r 452L ( mm ); r 1052 60.5,3 2 . 1 1  L L Zm ( mm ) Lực vòng: 4,3767 5,45 171400 2 2 2  L L L r MP (N) 7,3626 105 380800 1 1 1  L L L r MP (N) y 114,02L ; y 15,01L  21 LuL   114,0.24.5,3 24,0.4,3767 .. 24,0. 2 2 L L ybm P 94,4(N/ mm 2 ) < [ ]u - 39 - Với các cặp bánh răng tiêu chuẩn, đường kính vòng chia trùng với đường kính vòng lăn. dc = dci Khe hở hướng tâm: C = 0,25.m Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.m De2 = dc2 + 2.m Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2.m – 2.C Di2 = dc2 - 2.m – 2.C Các thông số kỹ thuật của bánh răng thiết kế được xác định trong bảng sau: Soá raêng Moâñun ÑK.Voøng chia ÑK.Voøng ñænh ÑK.Voøng chaân Chieàu roäng Khe hôû höôùng taâm Chieàu cao ñaàu raêng Chieàu cao raêng Thoâng soá Baùnh raêng * Tính theo tiếp xúc: Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc tại tâm ăn khớp, ứng suất tiếp xúc được xác địng theo công thức HERT:        21 11. cos. .418,0   b EP tx (N/ mm 2 ) (theo [01-tr.158] công thức IV-26). Trong đó: - 40 - P : Lực vòng (N). E : Mô đun đàn hồi, E=2,1.10 5 . B : Chiều rộng bánh răng ,(mm ).  : Góc ăn khớp;  =20 0 2,1  : Bán kính cong của bề mặt răng chủ động và thụ động tại điểm tiếp xúc (mm ). ][ tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/ mm 2 ), theo [01-tr.159] thì: Với số I và số lùi [ 1000950] tx (N/ mm 2 ); đối với các số cao: [ 700650] tx (N/ mm 2 ) Đối với ôtô lực vòng P tác dụng lên bánh răng được tính từ mômen tính toán của động cơ M tt truyền suống, thường trung bình ô tô chỉ sử dụng một nửa M maxe của động cơ, vì thế để đơn giản coi M tt = 0,5 M maxe truyền suống bánh răng để tính: P= r M r M ett .2 max + Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số I: 2,13 10cos 20sin.3,37 cos sin. 2211     r ][)/(3,488 6,42 1 2,13 1 94,0.27.2 10.1,2.4,3324.418,0 )(6,42 10cos 20sin.0,120 cos sin. 2 5 221111 txtx mmN mmr             + Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số II: )(8,18 10cos 20sin.3,53 cos sin. 2222 mmr     ][)/(3,336 6,37 1 8,18 1 94,0.27.2 10.1,2.5,2326.418,0 )(6,37 10cos 20sin.5,106 cos sin. 2 5 222222 txtx mmN mmr             + Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số III: - 41 - )(3,22 10cos 20sin.3,63 cos sin. 2233 mmr     ][)/(5,329 4,31 1 3,22 1 94,0.27.2 10.1,2.5,2326.418,0 )(4,31 10cos 20sin.9,88 cos sin. 2 5 223333 txtx mmN mmr             +Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số IV: )(2,28 10cos 20sin.80 cos sin. 2244 mmr     ][)/(4,280 5,28 1 5,28 1 94,0.27.2 10.1,2.1550.418,0 )(2,28 10cos 20sin.80 cos sin. 2 5 224444 txtx mmN mmr             +Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số lùi: Cặp bánh răng 2, LL ZZ : )(6,1520sin.5,45sin. )(8,1020sin.5,31sin. 0 22 0 mmr mmr LL LL     ][)/(2,708 6,15 1 8,10 1 94,0.24.2 10.1,2.5,3936.418,0 2 5 txtx mmN         5.1.2.Trục hộp số: 5.1.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40Cr. Tôi cao tần để tăng cơ tính. 5.1.2.2. Kết cấu trục: + Trục sơ cấp: Trục sơ cấp hộp số được chế tạo riêng, Bánh răng trên trục sơ cấp ăn khớp thường xuyên với bánh răng trên trục thứ cấp, do đó bánh răng này coi như không có tải trọng và lắp với trục bằng các ổ trượt, các bánh răng cố định còn trục quay trơn so với bánh răng, trên trục lắp hai bộ đồng tốc để dễ cài số và giảm va đập, bộ đồng tốc lắp then hoa trên trục. Trục được đặt trên hai gối đỡ là hai ổ bi hướng kính đỡ chặn, ổ bi định vị trong vỏ hộp nhờ vòng hãm (tránh hiện tượng dịch chuyển theo chiều trục ). Trên trục có rãnh then bằng để lắp bánh răng số lùi tại vị trí trục sơ cấp, các bánh răng trên trục có lỗ khoan để đảm bảo bôi - 42 - trơn cho ổ trượt , để đảm bảo cho các bánh răng không bị xô về một phía do tải trọng dọc trục và các dao động khác sinh ra trong quá trình làm việc thì trên trục có vành ngăn cách và các vòng chặn. + Trục thứ cấp: Trục thứ cấp liên kết với bánh răng hộp số bằng then bán nguyệt. Trục được đặt trên hai ổ bi hướng kính đỡ chặn và được định vị trong vỏ nhờ vòng hãm. Các bánh răng trên trục sơ cấp ăn khớp thường xuyên với các b