Hướng dẫn thiết kế ô tô - Phần truyền lục trên ô tô (Phần 2)

ong đó : K : Hệ số bổ sung, tính đến sự tập trung ứng suất, độ trùng khớp, ma sát bề mặt tiếp xúc, biến dạng các gối đỡ và trục.v.v.. - Với bánh răng trụ răng thẳng : K = 0,36 - Với bánh răng trụ răng nghiêng : K = 0,24; P : Lực vòng tác dụng lên răng, [N]; b : Chiều rộng của vành răng, [m]; Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 38 y : Hệ số dạng răng; với cặp bánh răng không điều chỉnh có thể chọn theo số răng t−ơng đ−ơng Ztd = Z/cos3β (β là góc nghiêng) trên bảng B3-3. Đối với cặp bánh răng có điều chỉnh, thì hệ số dạng răng y' đ−ợc xác định theo hệ số dạng răng y của cặp bánh răng không điều chỉnh nh− sau : α λξ kk f yy h o )1(' += (3-23') ở đây : λ : Hệ số hiệu chỉnh, tra theo bảng B3-3; ξ : Hệ số dịch chỉnh của bánh răng; fo : Hệ số chiều cao đầu răng, theo bảng B3-3: fo =1,0; kh : Hệ số hiệu chỉnh chiều cao đầu răng khi có chiều cao đầu răng h khác với tiêu chuẩn : kk = 2,25. h m (m là mô-duyn pháp tuyến); kα : Hệ số hiệu chỉnh góc ăn khớp khi góc ăn khớp α khác với tiêu chuẩn 20o Bảng B3-3a : Hệ số dạng răng y đối với răng không dịch chỉnh (α=20o ; fo = 1,0) Số răng Ztd Hệ số y Hệ số λ Số răng Ztd Hệ số y Hệ số λ 12 0,098 1,13 28 0,138 0,29 14 0,105 0,97 30 0,140 0,27 16 0,113 0,75 32 0,142 0,25 17 0,117 0,68 35 0,144 0,23 18 0,120 0,62 37 0,146 0,22 19 0,122 0,56 40 0,148 0,21 20 0,124 0,53 45 0,150 0,20 21 0,126 0,48 50 0,152 0,19 22 0,128 0,41 60 0,156 0,17 24 0,132 0,36 80 0,159 0,14 26 0,136 0,32 - - - Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 39 Khi gia công bánh răng có góc ăn khớp α khác với góc tiêu chuẩn (20o) thì hệ số hiệu chỉnh góc ăn khớp có thể tra bảng B3-3b: Bảng B3-3b : Hệ số hiệu chỉnh góc ăn khớp kα khi góc ăn khớp kháctiêu chuẩn 200 Góc α 14o50' 17o30' 20o 22o30' 25o Hệ số kα 0,79 0,89 1,0 1,10 1,23 Bánh răng ôtô máy kéo th−ờng làm bằng thép hợp kim tốt có thành phần các bon trung bình và thấp : 12XH4A,15HM,18XΓT,20 XΓP, 30 XΓT .v.v.. ximentit hoá với chiều dày từ 0,8ữ1,8[mm]. Giá trị ứng suất uốn tính toán theo biểu thức (3-23) không đ−ợc v−ợt quá 850 [MN/m2] đối với số thấp và số lùi; ở các số cao không đ−ợc v−ợt quá 350 [MN/m2] đối với xe du lịch và 250 [MN/m2] đối với xe vận tải và khách. Đối với máy kéo không v−ợt quá 400 [MN/m2]. + ứng suất tiếp xúc σtx [N/m2], đ−ợc xác định trên cơ sở công thức của Hert- Beliaeb : ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ ±= 21 11 cos 418,0 ρρασ b EPtt tx (3-24) Trong đó : Ptt : Lực vòng tính toán, [N]; E : Mô-duyn đàn hồi, E=2,1.1011 [N/m2]; b : Chiều rộng vành răng, [m]; α : Góc ăn khớp, [độ]; ρ1, ρ2 : Bán kính cong của các bề mặt răng tại điểm tiếp xúc, [m]; "-" : Dấu trừ đ−ợc dùng khi cặp bánh răng ăn khớp trong. Bán kính cong ρ1, ρ2 của cặp bánh răng ăn khớp tại điểm tiếp xúc, đ−ợc xác định: β αρβ αρ 222211 cos sin ; cos sin rr == (3-24') Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 40 ở đây : r1, r2 là bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bị động; Các thông số khác đã chú thích. Lực vòng tính toán Ptt đ−ợc xác định theo mô men tính toán của động cơ Mtt - Đối với máy kéo, mô men quay th−ờng đ−ợc sử dụng ở giá trị gần mô men danh nghĩa Mn. Nên khi tính toán ứng suất tiếp xúc theo (3-24) thì Ptt đ−ợc tính theo Mn và giá trị ứng suất tiếp cho phép không đ−ợc quá 1500 [MN/m2]. - Đối với ôtô, th−ờng th−ờng ôtô chỉ sử dụng ở giá trị trung bình của mô men cực đại động cơ Memax. Nên trong tính toán, có thể lấy 0,5Memax để tính toán Ptt trong công thức tính ứng suất tiếp (3-24). Giá trị ứng suất tiếp cho phép không đ−ợc quá 1400 [MN/m2] (với số thấp và số lùi có thể lên đến 2000 [MN/m2]) đối với bánh răng đ−ợc xêmentít hoá (với bánh răng xianuya hoá giá trị cho phép chỉ lấy bằng một nữa đối với xêmentít hoá). 3.2.4 Xác định kích th−ớc trục hộp số : Một trong những yêu cầu cơ bản đối với trục hộp số ôtô máy kéo là độ cứng của trục. Nếu trục không có độ cứng tốt, khi làm việc sẽ bị võng và làm sai lệch sự ăn khớp của các bánh răng, không bảo đảm yêu cầu làm việc êm, giảm hiệu súât truyền và răng mau mòn và mòn lệch. Ngoài ra, khi trục võng sẽ làm ảnh h−ởng đến độ bền và khả năng làm việc của các ổ đỡ. Trục sơ cấp hộp số ba trục đồng tâm th−ờng đ−ợc chế tạo liền với bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp (do đầu trục phải làm lớn lên để đặt ổ đỡ của trục thứ cấp - xem các hình H3-12 và hình H3-13). Trên ôtô, phần lớn trục sơ cấp hộp số đồng thời là trục ly hợp, nên gối đỡ tr−ớc đặt trong lỗ bánh đà. Đối với máy kéo, hộp số th−ờng bố trí tách riêng rẽ so với ly hợp thông qua truyền động các đăng hoặc khớp nối, thì trục sơ cấp đ−ợc đặt trên hai ổ nằm ở nắp hộp số. Trục trung gian hộp số ôtô kiểu ba trục đồng trục có thể có kết cấu theo hai loại : thứ nhất, loại trục cố định trong võ hộp số, còn các bánh răng đ−ợc chế tạo liền thành một khối quay trơn trên trục thông qua các ổ thanh lăn (hình H3-14). Kết cấu này cho độ cứng vững của trục và cả thành võ tốt. Tuy vậy việc chế tạo khối bánh răng nh− vậy là Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 41 phức tạp và lãng phí vật liệu, nên loại này chỉ sử dụng hạn chế trên một số xe du lịch hoặc tải nhỏ. thứ hai, loại trục quay trên hai ổ đỡ đặt trong võ hộp số (hình H3-12 và H3- 13), còn các bánh răng đ−ợc lắp chặt với trục bằng then hoặc chế tạo liền trục (th−ờng là bánh răng số thấp, số lùi). Trục thứ cấp hộp số ôtô kiểu ba trục đồng tâm có đầu tr−ớc gối lên ổ đặt bên trong lỗ trục sơ cấp (hình H3-12 và hình H3-14). Các bánh răng trên trục thứ cấp ăn khớp th−ờng xuyên với bánh răng trên trục trung gian (hay trên trục sơ cấp đối với hộp số hai trục) là quay trơn trên trục thứ cấp bằng ổ tr−ợt hoặc ổ thanh lăn hay ổ bi. Để tăng c−ờng bôi trơn tốt cho các ổ này ở ôtô tải lớn th−ờng phải dùng bơm dầu đặt ở đầu trục trung gian (hoặc trục sơ cấp) để bơm dầu vào bên trong trục, theo các lỗ h−ớng kính trên trục đến bôi trơn cho các ổ (xem hình H3-7c). Hình H3-15 : Kết cấu hộp số hai trục xe du lịch. Trục thứ cấp của hầu hết máy kéo (và một số hộp số hai trục ôtô du lịch) nối liền với cầu chủ động, bởi vậy trên đầu trục có đặt bánh răng côn chủ động của truyền lực Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 42 chính (th−ờng đ−ợc chế tạo liền trục). Gối đỡ trục lúc này làm việc trong điều kiện rất nặng nhọc. Để giảm tải trọng tác dụng lên ổ đòng thời làm tăng độ cứng vững cho trục, khi thiết kế ổ nên tính cho ổ này chỉ chịu lực h−ớng kính, còn lực chiều trục thì gối đỡ tr−ớc nhận hoàn toàn (H3-14 và hình H3-15). • Tính sơ bộ kích th−ớc trục : Khi tính trục hộp số ôtô, có thể dùng những công thức kinh nghiệm để chọn sơ bộ kích th−ớc trục : + Đối với trục sơ cấp : Đ−ờng kính sơ bộ của trục, tính bằng [mm]: 3 max1 ed Mkd = (3-25) Trong đó : kd : Hệ số kinh nghiệm, kd = 4ữ4,6; Memax : Mô-men quay cực đại của động cơ, [Nm]. + Đối với trục trung gian : Đ−ờng kính và chiều dài trục, tính bằng [mm]: 18,016,0 ; 45,0 2 2 2 ữ≈≈ l dAd (3-25') + Đối với trục thứ cấp : Đ−ờng kính và chiều dài trục, tính bằng [mm]: 21,018,0 ; 45,0 3 3 3 ữ≈≈ l d Ad (3-25") Trong đó : A là khoảng cách trục, [mm]. Chú ý rằng, chiều dài trục chọn sơ bộ theo (3-25') cần phải phù hợp với tổng chiều dài các chi tiết lắp trên trục. • Tính trục theo điều kiện bền : Sau khi đã xác định sơ bộ kích th−ớc trục, vẽ sơ đồ bố trí các chi tiết lên trục, tiến hành tính toán bền trục để xác định chính xác hơn kích th−ớc trục. Kích th−ớc hoàn toàn chính xác khi bảo đảm tính cứng vững của trục. + Xác định lực tác dụng lên trục : Lực tác dụng lên trục gồm các lực từ các bánh răng và phản lực tại các ổ đỡ. Trong tr−ờng hợp chung, tại mỗi vị trí đặt bánh răng ta có các lực tác dụng : Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 43 - Lực vòng : z z r M P max= (3-26) - Lực h−ớng kính : β α cos max z z r tgM R = (3-26') - Lực chiều trục : z z r tgM Q αmax= (3-26") Trong đó : Mzmax : Mô-men quay cực đại tác dụng lên bánh răng,[Nm]: Mzmax = Memax.iz (ở đây iz - tỷ số truyền tính từ động cơ đến bánh răng đang tính, Memax mô-men cực đại của động cơ - với máy kéo lấy bằng mô-men danh nghĩa Mn); rz : Bán kính vòng chia của bánh răng, [m]; α : Góc ăn khớp, [độ]; β : Góc nghiêng của răng, [độ] (với răng trụ răng thẳng β = 0 ). Riêng đối với hộp số hai trục của máy kéo và một số xe con, ở đằng sau trục thứ cấp có gắn bánh răng côn (răng nghiêng) của truyền lực chính thì : - Lực vòng : tb z r M P max= (3-27) - Lực h−ớng kính : β δβδα cos )sinsincos(max tb z r tgM R m= (3-27') - Lực chiều trục : β δβδα cos )cossinsin(max tb z r tgM Q ±= (3-27") Trong đó : rtb : Bán kính vòng chia tại tiết diện trunh bình của bánh răng côn, [m]; α : Góc ăn khớp tại tiết diện trung bình, [độ]; β : Góc nghiêng của răng tại tiết diện trung bình, [độ]; δ : Góc nữa côn của bánh răng (tạo bởi đ−ờng sinh và đ−ờng trục), [độ] "-/+" : Dấu nằm phía "trên" ứng với chiều xoắn ng−ợc chiều quay của bánh răng (khi đứng theo h−ớng từ đáy lên đỉnh); và ng−ợc lại. Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 44 + Khi đó kích th−ớc trục đ−ợc xác định chính xác hơn theo điều kiện bền đều (uốn và xoắn) tại các vị trí lắp đặt bánh răng : - ứng suất uốn : 31,0 d M u u =σ (3-28) - ứng suất uốn : 32,0 d M x x =τ (3-28') - ứng suất tổng hợp (uốn và xoắn đồng thời) : 2 3 2 3 2,0 4 1,0 ⎟⎟⎠ ⎞⎜⎜⎝ ⎛+⎟⎟⎠ ⎞⎜⎜⎝ ⎛= d M d M xu thσ (3-28") Trong đó : Mu, Mx: T−ơng ứng là mô-men uốn và xoắn tại tiết diện đang tính, [Nm]; d : Đ−ờng kính trục tại tiết diện đang tính, [m]; Giá trị ứng suất tổng hợp cho phép đối với vật liệu thép bánh răng hoặc 40X là từ 50 đến 70 [MN/m2] (nghĩa là hệ số an toàn từ 5 đến 10 lần nhằm bảo đảm độ cứng vững cho trục). Giá trị nhỏ lấy cho trục càng dài. Tại vị trí có lắp bánh răng di tr−ợt hoặc đặt đồng tốc (hay ống gài số) thì trục d−ợc làm theo dạng then hoa. Kích th−ớc đ−ờng kính ngoài then hoa đ−ợc xác định trên cơ sở bảo đảm lắp ráp và định vị các bánh răng trên trục cũng nh− chính kết cấu của bộ đồng tốc hay ống gài. Then hoa đ−ợc tính theo dập và cắt; thực tế sử dụng cho thấy then hoa chủ yếu bị hỏng do dập, vì vậy ở đây chỉ trình bày cách tính theo dập : ứng suất dập σd [N/m2] then hoa đ−ợc xác định theo công thức : ttbt t d hbzdk M max2=σ (3-29) Trong đó : Mtmax : Mô-men cực đại tác dụng lên may ơ lắp then với trục, [Nm]; dtb : Đ−ờng kính trung bình của then hoa, [m]; h : Chiều cao của then, [m]; b : Chiều dài phần then hoa tiếp xúc với may-ơ, [m]; Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 45 zt : Số l−ợng then; kt : Hệ số tính đến sự phân bố tải không đều lên các then, kt=0,75. Then hoa hộp số ôtô máy kéo th−ờng là dạng thân khai hoặc chữ nhật. Nếu then hoa thân khai thì đ−ờng kính vòng chia của then dt= ztmt, chiều cao h= 2,25mt (ở đây mt là mô-duyn pháp tuyến). Giá trị ứng suất dập cho phép : - Với mối ghép then cố định : σd = 50 ữ100 [MN/m2]; - Với mối ghép then di tr−ợt : σd = 30 [MN/m2]; • Tính trục theo cứng vững : Kích th−ớc trục đ−ợc xác định theo điều kiện bên ở trên thực sự là kích th−ớc chính xác khi trục bảo đảm độ cứng vững. Trục càng cứng vững (ít bị võng) càng bảo đảm điều kiện ăn khớp đúng của các cặp bánh răng, cho phép nâng cao tuổi thọ của các bánh răng và giảm tiếng ồn khi các bánh răng làm việc. Độ cứng vững đ−ợc đặc tr−ng bằng độ võng và góc xoay tại mỗi vị trí lắp bánh răng trên trục. Độ võng và góc xoay đ−ợc xét trong hai mặt phẳng thẳng góc nhau : Mặt phẳng thứ nhất chứa đ−ờng tâm của các trục, và mặt phẳng thứ hai chứa trục đang xét và vuông góc với mặt phẳng thứ nhất. Công thức để xác định độ võng và góc xoay đối với từng tr−ờng hợp cụ thể khi có lực P hoặc mô-men M tác dụng đối với trục có tiết diện không đổi, xác định nh− sau : + Tr−ờng hợp tải trọng tác dụng giữa hai gối đỡ theo sơ đồ hình H3-15 : a) Sơ đồ tính chỉ có lực P a) Sơ đồ tính chỉ có mô-men M Hình H3-16 : Sơ đồ tính độ võng và góc xoay khi tải đặt giữa hai gối. C P x a b l A B y M C b x a l A B y Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 46 • Độ võng và góc xoay do lực P sinh ra (theo hình H3-15) Vị trị tính Độ võng y Góc xoay θ Từ A đến C [ ]22 )()(2 6 xlbxll EJl Pbx −−−− ( )222 3 6 xbl EJl Pb −− Từ C đến B [ ]22 )(2 6 )( xlblb EJl xlPa −−−− [ ]lbbxl EJl Pa 2)(3 6 22 −+− Tại điểm C yc = EJl bPa 3 22 θc = EJl abPab 3 )( − • Độ võng và góc xoay do mô-men M sinh ra (theo hình H3-15) Vị trị tính Độ võng y Góc xoay θ Từ A đến C ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −−− xl l aa l x EJ M )236( 6 23 ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −−− )236(3 6 22 l l aa l x EJ M Từ C đến B ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −++− 2 2 2 3 3)32(3 6 ax l alx l x EJ M ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ++− l alx l x EJ M 22 3263 6 Tại điểm C yc = ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −+ al l a EJ Ma 32 3 2 θc = ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −+ al l a EJ M 3 2 + Tr−ờng hợp tải trọng tác dụng ngoài hai gối đỡ, theo sơ đồ hình H3-16 : a) Sơ đồ tính chỉ có lực P a) Sơ đồ tính chỉ có mô-men M Hình H3-17 : Sơ đồ tính độ võng và góc xoay khi tải đặt ngoài hai gối. x a b l C A B P y M x a bl C A B y Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 47 • Độ võng và góc xoay do lực P sinh ra (theo hình H3-16) Vị trị tính Độ võng y Góc xoay θ Từ A đến C [ ]22 )()(2 6 xlbxll EJl Pbx −−−− ( )222 3 6 xbl EJl Pb −− Từ C đến B [ ]22 )(2 6 )( xlblb EJl xlPa −−−− [ ]lbbxl EJl Pa 2)(3 6 22 −+− Tại điểm C yc = EJl bPa 3 22 θc = EJl abPab 3 )( − • Độ võng và góc xoay do mô-men M sinh ra (theo hình H3-16) Vị trị tính Độ võng y Góc xoay θ Từ A đến C ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −−− xl l aa l x EJ M )236( 6 23 ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −−− )236(3 6 22 l l aa l x EJ M Từ C đến B ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −++− 2 2 2 3 3)32(3 6 ax l alx l x EJ M ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ++− l alx l x EJ M 22 3263 6 Tại điểm C yc = ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −+ al l a EJ Ma 32 3 2 θc = ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −+ al l a EJ M 3 2 Chú thích : - Chiều d−ơng của lực (P) và độ võng (y) đ−ợc thừa nhận theo chiều trục y; - Chiều d−ơng của mô-men (M) và góc xoay θ đ−ợc thừa nhận theo chiều từ trục x đến trục y (cùng chiều kim đồng hồ); - E : Mô-duyn đàn hồi kéo nén, E=2,1.1011 [N/m2]; - J : Mô-men quán tính của tiết diện đang tính, [m4]; đ−ợc xác định nh− sau 64 )( 44 dDJ −= π (3-30) Trong đó : d : Đ−ờng kính trong (lỗ) của trục, [m]; (trục đặc d=0); D : Đ−ờng kính ngoài của trục, [m]; nếu trục có then hoa, đ−ờng kính ngoài lấy theo đ−ờng kính trung bình của then. Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 48 Tr−ờng hợp trục có hai hay nhiều lực (hoặc mô-men) tác dụng đồng thời, thì độ võng và góc xoay tại tiết diện đang tính sẽ bằng tổng đại số các độ võng và góc xoay do các lực và mô-men sinh ra tại tiết diện đó. Độ võng tổng cộng cho phép trong mặt phẳng đi qua các trục không đ−ợc quá 0,10 [mm], còn trong các mặt phẳng vuông góc với nó, không quá 0,15 [mm]. Góc xoay tổng cộng trong các mặt phẳng không đ−ợc v−ợt quá 0,002 [rad]. Chú ý rằng, các công thức tính độ võng và góc xoay nh− đã trình bày ở trên chỉ áp dụng cho trục trơn (đ−ờng kính ngoài không đổi); tổng quát hơn là mô-men quán tính tiết diện không đổi. Tr−ờng hợp trục bậc (đ−ờng kính thay đổi) hoặc mo-men quán tính tiết diện thay đổi, thì phải qui đổi thành trục trơn để có mô-men quán tính không đổi J0 theo sơ đồ tính toán sau (hình H3-18): Hình H3-18 : Sơ đồ tính qoán qui đổi trục bậc sang trục trơn. Chú thích : J1, J2, J3 : Mô-men quán tính tiết diện t−ơng ứng các đoạn trục của trục bậc; J0, k1, k2, k3 : Mô-men quán tính qui đổi và các hệ số qui đổi t−ơng ứng; ∆Q1, ∆Q2, ∆M1, ∆M2 : Là các gia số về lực cắt và mô-men uốn xuất xiện tại các mặt cắt có b−ớc nhảy về tiết diện. J2 M l1 RA P1 J1 P2 P3 RB J3 l2 l3 l4 l5 l6 c d ∆Q1 ∆M2∆M1 l1 k1RA k1P1 k2P2 k3M3 k3P3 k3RB l2 l3 l4 l5 l6 J0 ∆Q2 Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 49 ) Mô-men quán tính qui đổi J0 chọn tr−ớc tuỳ ý, các hệ số qui đổi ki (i=1ữ3) đ−ợc tính nh− sau : .v.v.. ; ; 3 0 3 2 0 2 1 0 1 J J k J J k J J k === (3-31) ) Các gia số về lực ∆Qj (j=1ữ2) và mô-men ∆Mj (j=1ữ2) đ−ợc xác định theo các hệ số qui đổi ki (i=1ữ3) nh− sau : ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ −=∆ −=∆ −=∆ −=∆ )( )( )( )( 2322 2322 1211 1211 kkMM kkQQ kkMM kkQQ u u (3-31') Trong đó : Q1, Q2 : Lực cắt t−ơng ứng tại các mặt cắt có b−ớc nhảy về tiết diện cvà d; Mu1, Mu2 : Mô-men uốn t−ơng ứng tại các mặt cắt có b−ớc nhảy về tiết diện. ) Các tải trọng tác dụng lên trục (lực P và mô-men M) cũng nh− các phản lực tại các gối (RA, RB) cũng đ−ợc qui đổi bằng cách nhân thêm với các hệ số t−ơng ứng trong các đoạn trục ki (i=1ữ3) sau khi qui đổi (xem hình H3-18). Nh− vậy để có thể qui đổi trục bậc thành trục trơn (có mô-men quán tính không đổi J0) khi tính độ cứng vững của trục, ta tiến hành tính toán theo trình tự : - Tr−ớc hết, cần phải xác định phản lực tại các gối đỡ (RA, RB), tính lực cắt Q và mô-men uốn Mu tại các mặt cắt có b−ớc nhảy về tiết diện; - Tiếp theo, chọn tr−ớc mô-men quán tính qui đổi J0, xác định các hệ số qui đổi ki theo công thức (3-31) và tính các gia số tải trọng (∆Q và ∆M) theo các công thức (3-31'); - Sau đó, đặt các tải trọng đã hiệu chỉnh (kiPi và kiMi) cùng các tải trọng mới xuất hiện tại các mặt cắt có b−ớc nhảy về tiết diện (∆Qj và ∆Mj); - Cuối cùng là tiến hành tính độ võng và góc xoay cho trục trơn chịu đồng thời các tải trọng nh− đã chỉ ra trên hình H3-18. Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 50 3.2.5 Tính toán chọn ổ đỡ dùng trong hộp số ôtô máy kéo : Hộp số ôtô máy kéo th−ờng dùng ổ đỡ kiểu ổ lăn. ổ tr−ợt chỉ dùng để đỡ bánh răng của số lùi hoặc các bánh răng ăn khớp th−ờng xuyên quay trơn trên trục. ổ bi một dãy th−ờng đ−ợc dùng ở gối đỡ sau trục thứ cấp và trục trung gian của hộp số ba trục, loại hai dãy đ−ợc dùng ở đầu trục thứ cấp hộp số hai trục. ổ thanh lăn hình trụ đ−ợc dùng trong tr−òng hợp khi khoảng không gian để đặt ổ không lớn mà lực h−ớng kính tác dụng lên ổ khá lớn. ổ thanh lăn hình trụ th−ờng dùng ở gối đỡ tr−ớc trục thứ cấp hộp số ba trục, ở gối đỡ sau trục thứ cấp hộp số hai trục nơi có gắn bánh răng côn chủ động của truyền lực chính. ổ thanh lăn hình côn chịu cả lực h−ớng kính và lực chiều trục lớn, nh−ng quá trình sử dụng cần điều chỉnh định kỳ luôn nên ít dùng trong hộp số. Khi tính toán ổ lăn, cần xác định hệ số khả năng làm việc (C) rồi chọn ổ theo bảng tiêu chuẩn. ổ lăn đ−ợc tính toán ở chế độ tải trọng trung bình Mtt [Nm]. Máy kéo th−ờng làm việc ở gần công suất danh nghĩa của động cơ, nên mô-men tính toán đ−ợc lấy theo mô-men danh nghĩa Mn. Còn đối với ôtô, chế độ tải trọng trung bình đ−ợc xác định bằng : Mtt = Ktt.Memax (3-32) Trong đó : Ktt : Hệ số chỉ mức độ sử dụng mô-men quay cực đại của động cơ Memax. Hệ số Ktt có thể xác định theo đồ thị kinh nghiệm trên hình H3-19 hoặc tính theo công thức : 045,13299,178149,0 max 2 max +⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛+⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛−= ee tt M G M GK ; trong đó G là trọng l−ợng toàn bộ của ôtô tính bằng [N]. Hệ số khả năng làm việc C của ổ lăn đ−ợc xác định theo công thức : 3,0321 )( hnKKKQC tttd= (3-33) Trong đó : Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 51 Qtd : Lực t−ơng đ−ơng tác dụng lên ổ lăn, [N]; K1 : Hệ số tính đến vòng nào của ổ lăn sẽ quay : nếu vòng trong quay thì K1=1, vòng ngoài quay thì : - Với ổ bi h−ớng kính : K1 = 1,10 - Với các loại khác : K1 = 1,35; K2 : Hệ số xét đến tính chất tải trọng : - Đối với ổ lăn hộp số ôtô : K2 = 1,0 - Đối với hộp số máy kéo : K2 = 1,3ữ1,5; K3 : Hệ số tính đến chế độ nhiệt làm việc của ổ lăn; với ổ lăn hộp số ôtô máy kéo, nhiệt độ làm việc th−ờng d−ới 398oK, cho nên K3 = 1; ntt : Số vòng quay tính toán của ổ lăn, [vg/ph]; đối với ôtô, số vòng quay tính toán đ−ợc tính ở số truyền thẳng (ih=1) với tốc độ trung bình của ôtô du lịch là 13,85 [m/s] và đối với ôtô vận tải là 9,7 [m/s], còn đối với máy kéo đ−ợc xác định ở số truyền làm việc với thời gian nhiều nhất với tốc độ canh tác trung bình. h : Thời gian làm việc yêu cầu đối với ổ lăn, tính theo giờ [h]. 25 35 45 55 65 75 85 95 50 90 130 170 210 250 290 330 Tỷ số G/Memax (N/Nm) Ph ần tr ăm c ủa M em ax (% ) Hình H3-19 : Đồ thị xác định hệ số sử dụng mô-men quay động cơ. Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 52 Thời gian làm việc của ổ lăn đ−ợc xác định trên cơ sở bảo đảm quảng đ−ờng chạy yêu cầu giữa hai kỳ đại tu xe máy tính theo tóc độ trung bình nêu trên : - Đối với ôtô dung tích nhỏ : Sh = 100.000 [Km] - Đối với ôtô có dung tích lớn : Sh = 200.000 [Km] - Đối với ôtô hành khách : Sh = 160.000 [Km] - Riêng với máy kéo : h = 6.000 giờ. Lực t−ơng đ−ơng tác dụng lên ổ lăn đ−ợc xác định theo công thức : 33,3 1 ∑ = = n i iiitd QQ γδ (3-33') Trong đó : n : Số cấp của hộp số; δi : Hệ số tính đến số vòng quay làm việc ni ở số truyền thứ i (δi =ni/ntt); γi : Hệ số tính đến thời gian làm việc ở số truyền thứ i, theo bảng B3-3; Qi : Lực h−ớng kính qui dẫn tác dụng lên ổ lăn ở số truyền thứ i, [N]. Lực h−ớng kính qui dẫn Qi tác dụng lên ổ đ−ợc xác định bằng : )( 21 SSAmRQi m±+= (3-33") ở đây : R : Lực h−ớng kính tác dụng lên ổ ứng với số truyền i, [N]; m : Hệ số chuyển lực chiều trục thành lực h−ớng kính, m=1,5; A : Lực chiều trục tác dụng lên ổ lăn, [N]; S1, S2 : Lực chiều trục sinh ra bởi tác dụng của lực h−ớng kính R1, R2 t−ơng ứng của ổ thứ nhất, thứ hai [N]. " ± " : Dấu"+" hay trừ "-" phụ thuộc vào chiều các lực Si của các ổ trên trục so với chiều của lực chiều trục Atác dụng lên ổ. Lực chiều trục S đ−ợc xác định tỷ lệ theo lực h−ớng kính R tác dụng lên ổ : Với ổ thanh lăn hình côn thì S = 1,245Rtgα, với α là góc côn của ổ (hình H3-20) phụ thuộc vào đặc điểm kết cấu của ổ và có giá trị nằm trong khoảng α = 10ữ300. Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 53 Bảng B3-3 : Tỷ lệ thời gian làm việc ở các số truyền của hộp số (%) Điều kiện Loại Số truyền Chạy trơn Sử dụng Ôtô - máy kéo I II III IV V theo đà Du lịch (dung tích nhỏ) 3 10 50 37 Đ−ờng tốt Du lịch (DT vừa và lớn) 3 10 40 47 thành phố Ô tô buýt 0,5 6,5 23 50 20 Vận tải 0,5 4,5 20 50(25) (25) 25 Du lịch 2 13 70(10) (60) 15 Đ−ờng tốt Ô tô buýt 0,5 2,5 7 75 15 ngoài TP Vận tải 1 4 20 60(30) (30) 15 Trong & Du lịch 2 8 70(20) (50) 20 Ngoài TP Vận tải 0,5 3,5 20 60(35) (25) 16 Máy kéo Xích Hộp số ba cấp Hộp số bốn cấp Hộp số năm cấp 25 20 15 65 40 30 10 30 30 10 15 10 Máy kéo Bánh bơm Hộp số ba cấp Hộp số bốn cấp 15 10 70 30 15 45 15 α α d D Hình H3-20 : Kết cấu ổ bi chặn và ổ thanh lăn hình côn. R R Kết cấu và tính toán ôtô: (Phần truyền lực trên ôtô) - Ngành Công nghệ Ôtô GVC. Ths. Lê Văn Tụy - Khoa Cơ khí Giao thông - Tr−ờng Đại học Bách khoa - ĐHĐN 54 Với ổ bi h−ớng kính thì S = e.R, với e là hệ số tỷ lệ; phụ thuộc vào góc côn của ổ bi αo (hình H3-20). Khi αo = 120 thì e ≈ 0,35 ữ 0,55; với αo