Luận văn: thiết kế hộp số truyền động cơ khí



Luận văn tốt nghiệp Đề tài: “Thiết kế hộp số truyền động cơ khí”

MỤC LỤC

Trang

CHƯƠNG I GIỚI THIỆU CHUNG VỀ ÔTÔ DU LỊCH Ở VIỆT NAM .............1

1.1. Giới thiệu chung về ôtô du lịch ở Việt Nam: ...........................................1

1.2. Các phương án bố trí động cơ trên ôtô du lịch: ........................................1

1.3. Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực: .................................................3

1.4. Các cách bố trí hệ thống truyền lực. ........................................................3

CHƯƠNG 2 GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỘP SỐ ÔTÔ DU LỊCH......................6

2.1. Giới thiệu chung về các loại hộp số đang được sử dụng hiện nay: ...........6

2.1.1. Đặc điểm chung của hộp số cơ khí có cấp:.........................................6

2.1.2. Đặc điểm cấu tạo của hộp số cơ khí có cấp: Hộp số cơ khí có cấp

trên ôtô du lịch hiện nay thường có hai loại: Hộp số hai trục và hộp số ba

trục. ..7

2.1.2.1. Hộp số ba trục: .............................................................................7

2.1.2.2. Hộp số hai trục: ..........................................................................16

2.2. Hộp số tự động: .....................................................................................19

2.2.1. Biến mô thuỷ lực: ............................................................................19

2.2.2.Hộp số hành tinh:..............................................................................21

CHƯƠNG 3 NHIỆM VỤ- YÊU CẦU- PHÂN LOẠi HỘP SỐ ........................25

3.1. Nhiệm vụ: .............................................................................................25

3.2. Phân loại:

..............................................................................................25

3.3. Yêu cầu đối với hộp số ôtô: ...................................................................26

Chương 4 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ SƠ ĐỒ ĐỘNG HỘP SỐ

.......................................................................................................................... 27

4.1. Chọn cách bố trí động cơ:......................................................................27

4.2. Chọn loại hộp số và sơ đồ động:............................................................28

4.2.1. Chọn loại hộp số:.............................................................................28

4.2.2. Lựa chọn sơ đồ động: ......................................................................28

4.2.3. Đường chạy số:................................................................................29

CHƯƠNG 5 KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT HỘP SỐ ................31

5.1. Kết cấu và tính toán các chi tiết hộp số:................................................31

5.1.1. Bánh răng: .......................................................................................31

5.1.1.2. Xác định số răng của bánh răng hộp số.......................................33

5.1.1.3. Tính bánh răng: ..........................................................................35

5.1.2.Trục hộp số:......................................................................................41

5.1.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục:..........................................................41

5.1.2.2. Kết cấu trục:...............................................................................41

5.1.2.3. Xác định phản lực tại gối và đường kính tại tiết diện nguy hiểm:

............................................................................................................... 43

5.1.2.4. Tính độ cứng vững trục: .............................................................55

5.1.2.5. Tính toán sức bền trục: ...............................................................58

5.1.2.6. Kiểm tra ứng suất dập trên then hoa lắp hai bộ đồng tốc,lắp bánh

răng của bộ truyền lực chính và moayơ ly hợp:.......................................59

5.1.2.7. Kiểm ta ứng suất dập của then bằng lắp bánh răng số lùi tại vị trí

trục sơ cấp: .............................................................................................60

5.1.3. Tính toán ổ trục: ..............................................................................61

5.1.4.Tính toán ổ trượt:..............................................................................66

5.1.5. Bộ đồng tốc:

....................................................................................67

5.2. Vỏ hộp số: .............................................................................................68

5.3. Hướng dẫn sử dụng: ..............................................................................69

5.3.1. Quy trình tháo lắp hộp số:................................................................69

5.3.2. Quy trình bảo dưỡng:.......................................................................69

5.3.3. Các hư hỏng và cách khắc khắc phục: ..............................................70

5.4. Quy trình gia công trục:.........................................................................70

TÀI LIỆU THAM KHẢO .................................................................................75

KẾT LUẬN .......................................................................................................76

Lời Nói Đầu

Nước ta đang trong quá trình công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước. Ngành

cơ khí ôtô là một trong những ngành đang trong quá trình phát triển

mạnh, với nhiều nhà máy sản xuất tiên tiến mọc lên. Ôtô ngày nay càng

ngày càng được sử dụng rộng rãi trong thực tế đời sống vì nhưng tiện ích

mà nó mang lại. Một trong những bộ phận không thể thiếu của ôtô và ảnh

hưởng trực tiếp đến quá trình điều khiển ôtô,đó là hộp số. Ngày nay, hộp số

ôtô khá phong phú về chủng loại, về kết cấu công nghệ. Nhưng phổ biến

nhất là hộp số truyền động cơ khí, các loại xe chất lượng cao còn được

trang bị hộp số tự động.Tuy có một số nhược điểm so với hộp số tự động

nhưng hộp số truyền động cơ khí vẫn có những ưu điểm và được sử dụng

phổ biến trong các loại ôtô hiện nay. Trong quá trình học tập tại trường,

qua các đợt thực tập trong lẫn ngoài truờng em đã lắm bắt được những

kiến thức cơ bản về hộp số, từ kết cấu đến công nghệ chế tạo cơ bản…

Trong đợt xét tốt nghiệp năm nay, với vinh dự được nhà trường giao đề tài

về thiết kế hộp số truyền động cơ khí. Em đã cố gắng trình bày những vấn đề cơ

bản nhất về hộp số, ứng dụng và tính toán các chi tiết của hộp số nhằm đưa hộp

số thiết kế đạt tới điều kiện tối ưu nhất có thể. Được trình bày thành 6

chương sau:

Chương 1: Giới thiệu chung về ôtô du lịch.

Chương 2: Giới thiệu chung về hộp số ôtô du lịch ở Việt Nam

Chương 3: Nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại hộp số.

Chương 4: Lựa chọn phương án thiết kế và sơ đồ động hộp số.

Chương 5: Kết cấu và tính toán các chi tiết hộp số.

Trong quá trình làm công tác tốt nghiệp em đã được thầy hướng dẫn,

cùng các thầy trong bộ môn, đã có những góp ý, hướng dẫn tận tình giúp

em hoàn thành công tác tốt nghiệp. Mặc dù đã rất cố gắng, nhưng do tài liệu,

năng lực có hạn nên chắc chắn đồ án không thể tránh khỏi những thiếu

sót. Em rất mong được sự góp ý của các thầy cùng các bạn để luận văn được

hoàn thiện hơn. Cuối

cùng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo hướng dẫn Nguyễn Quốc Hiệp đã tận

tình giúp đỡ, hướng dẫn, tạo điều kiện tốt nhất cho em hoàn thành luận văn.

Nha Trang 11/2006

Sinh viên thực hiện

Ngô Như Vịnh

- 1 -

CHƯƠNG I

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ ÔTÔ DU LỊCH Ở VIỆT NAM

1.1. Giới thiệu chung về ôtô du lịch ở Việt Nam:

Tại Việt Nam hiện nay có rất nhiều loại ôtô du lịch do nhiều

hãng của nhiều nước sản xuất, trong đó tính hiện đại, kết cấu, tính tiện

nghi của từng loại cũng khác nhau. Song nhìn chung cấu tạo chung của

xe du lịch đều được cấu thành từ 3 phần chính : Động cơ, hệ thống gầm và

thân xe.

- Động cơ: Là nguồn năng lượng cơ khí tạo công đẩy xe di chuyển.

Ngày nay, động cơ lắp trên ôtô thường dùng là loại động cơ kiểu piston

với nguồn nhiên liệu sử dụng là xăng hay diesel. Ôtô du lịch cỡ nhỏ sử

dụng nhiên liệu xăng

là phổ biến nhất, một số trang bị thêm động cơ điện. tuỳ theo tải trọng của

từng loại xe mà người ta sử dụng động cơ hai kỳ hoặc động cơ 4 kỳ, ít

hay nhiều piston, thông dụng nhất là động cơ 4 kỳ với 4 hay 6 piston.

- Gầm bệ: Là tổng hợp các cơ cấu dùng để truyền mômen xoắn từ động

cơ đến các bánh xe chủ động. Gầm bệ gồm 3 nhóm cơ cấu, hệ thống truyền lực, bộ phận vận hành, hệ thống điều khiển phương hướng chuyển động- điều khiển sự dừng khẩn cấp hoặc làm chậm dần tốc độ.

.Hệ thống truyền lực: Dùng để truyền mômen xoắn từ động cơ

đến các bánh xe chủ động, đồng thời cho phép thay đổi độ lớn và chiều

hướng mômen xoắn, hệ thống này gồm các bộ phận sau: Ly hợp, hộp số,

truyền động các đăng,

bộ truyền lực chính, vi sai và bán trục.

.Bộ phận vận hành: Là nơi lắp đặt tất cả các tổng thành của ôtô, đưa xe

chuyển động trên đường gồm: Khung xe, dầm cầu, hệ thống đàn hồi, các bánh xe.

. Hệ thống điều khiển phương hướng chuyển động- điều khiển sự dừng

khẩn cấp hoặc làm chậm dần tốc độ: Gồm cơ cấu lái và cơ cấu phanh.

- Thân xe: Là phần công tác hữu ích của ôtô, dùng để chở người lái

- 2 -

và hành khách.

1.2. Các phương án bố trí động cơ trên ôtô du lịch:

Ôtô du lịch thường có các kiểu bố trí động cơ như sau:

Động cơ đặt đằng trước ngoài buồng

lái. Động cơ đặt đằng trước trong

buồng lái. Động cơ đặt đằng sau.

- 3 -

Hình 1.1: Các phương án bố trí động cơ trên ôtô

- Động cơ đặt đằng trước ngoài buồng lái:

Phương án bố trí kiểu này được sử dụng rộng rãi trên ôtô du lịch hiện

nay. Ưu điểm: Động cơ được chăm sóc dễ dàng hơn vì khoảng

không gian

rộng rãi, tăng khả năng cách nhiệt cách âm, đảm bảo độ ộn định khi quay vòng.

Nhược điểm: Có hệ số phần trăm sử dụng chiều dài bé, tầm nhìn

kém, không gian chứa hành khách nhỏ.

. Hệ số sử dụng chiều dài được tính theo công thức:

(cid:0)  l L

l: là chiều dài thùng chứa;L: chiều dài chung của xe.

- Bố trí động cơ đằng trước trong buồng lái:

Phương án bố trí này ngày nay được sử dụng nhiều trên ôtô du lịch 12 chỗ

cỡ chung.

Ưu điểm: Có hệ số sử dụng chiều dài lớn, thể tích buồng chứa lớn, tầm

nhìn của người lái được nâng cao, nó khắc phục được nhược điểm của phương

án trên.

Nhược điểm: Phải dùng thiết bị cách nhiệt, cách âm, thể tích buồng lái bị

thu hẹp, chăm sóc bảo dưỡng động cơ khó khăn, ngoài ra chiều cao trọng

- 4 -

tâm

lớn giảm tính ổn định của xe.

- Bố trí động cơ đặt đằng sau:

Ngày nay phương án này ít được sử dụng đối với ôtô du lịch.

- 5 -

Ưu điểm: Thể tích buồng chứa lớn, không cần cách nhiệt cách âm, hệ

thống truyền lực đơn giản vì không cần bộ truyền các đăng, hệ số sử dụng

chiều dài tăng, vị trí ngồi của người lái tốt.

Nhược điểm: Cơ cấu điều khiển ly hợp, hộp số phức tạp, do khoảng cách

buồng lái đến động cơ quá lớn.

1.3. Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực:

Ôtô du lịch hiện nay dùng các loại hệ thống truyền lực sau: - Hệ thống truyền lực cơ khí, bao gồm ly hợp ma sát,hộp số, truyền

động các đăng, truyền lực chính và vi sai.

- Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực, bao gồm các truyền động cơ khí và

hệ truyền thuỷ lực. Hai hệ truyền lực này được sử dụng nhiều nhất trên ôtô

du lịch hiện nay.

1.4. Các cách bố trí hệ thống truyền lực.

- 6 -

Hình 1.2: Sơ đồ bố trí hệ thống truyền lực.

- 7 -

Hình 1.3: Sơ đồ bố trí hệ thống truyền lực.

- Sơ đồ a: Động cơ, ly hợp, hộp số đặt hàng dọc phía trước xe, cầu

chủ động đặt sau xe, trục các đăng nối giữa hộp số và cầu chủ động.

Khoảng cách giữa hộp số đến cầu sau khá lớn nên trục các đăng phải

dùng ổ treo. Sơ đồ này thông dụng nhất hiện nay.

- Sơ đồ b: Động cơ, ly hợp, hộp số tạo thành một khối đặt đằng

trước với cầu trước chủ động, bố trí kiểu này rất gọn dễ bố trí cho các bộ

phận khác. Nhờ cấu trúc này mà trọng tâm xe nằm lệch hẳn về phía trước,

do đó độ ổn định của ôtô rất cao khi có lực bên tác dụng, song không gian

đầu xe rất chật hẹp.

- Sơ đồ c: Động cơ, ly hợp, hộp số tạo thành một khối, cầu trước chủ động

với động cơ nằm ngang do đó trọng lượng khối động lực lệch hẳn về phía trước

- 8 -

đầu xe, giảm đáng kể độ nhạy cảm của ôtô với lực bên nhằm nâng cao khả năng

ổn định của của ôtô.

- Sơ đồ d: Động cơ ly hợp hộp số, cầu sau chủ động làm một khối gọn ở

phía sau, cấu trúc này ít gặp với xe du lịch.

- Sơ đồ e: Giống như sơ đồ d nhưng cụm động cơ đặt quay ngược . Cách bố trí giữa c và d phù hợp với việc tăng lực kéo của ôtô,

đảm bảo khả năng tăng tốc tốt, hạ thấp chiều cao đầu xe phù hợp với

việc tạo dáng khí động học cho ôtô cao tốc.

- Sơ đồ f: Động cơ, ly hợp, đặt đằng trước, hộp số và cầu xe đặt phía sau,

tạo thành một khối và nối với nhau bằng trục các đăng, bố trí kiểu này trọng lượng phân bố đều ở hai trục.

- Sơ đồ g: Động cơ, ly hợp, hộp số đặt dọc phía đầu xe, cầu trước

và cầu sau chủ động nối giữa hộp số với cầu trước và cầu sau là trục các

đăng. Sơ đồ này thường gặp ở ôtô có tính việt giã cao.

- Sơ đồ h: Động cơ, hộp số, ly hợp, cầu trước tạo thành một khối,

nằm phía đầu xe, đáp ứng nhu cầu tăng trọng lượng lên cầu trước, cầu sau

chủ động nối với hộp số bằng khớp ma sát. không có hộp phân phối, kết

cấu đơn giản và

xe có tính việt giã tốt, nhất là khi hoạt động trên đường trơn. Để đánh giá

mức độ phức tạp của hệ thống truyền lực người ta dựa vào công thức

bánh xe. Ngày nay, đối với ôtô du lịch thông dụng nhất là sử dụng công

thức bánh xe 4x2 và

4x4 một cầu và hai cầu chủ động.

- 9 -

CHƯƠNG 2

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỘP SỐ ÔTÔ DU LỊCH

2.1. Giới thiệu chung về các loại hộp số đang được sử dụng hiện nay:

Trên các bộ phận tổng thành của ôtô thì hộp số là bộ phận rất quan trọng

ựl c.Với tốc độ của động cơ cao thì

và không thể thiếu trong hệ thống tuyền không thể đảm bảo cho ôtô hoạt động được, để đảm bảo cho ôtô hoạt động

bình thường, phù hợp với từng điều kiện đường xá cũng như yêu cầu

chuyển hướng của ôtô, người ta chế tạo một bộ phận gọi là hộp số để đảm

bảo các yêu cầu nói trên. Hiện nay, ôtô du lịch sử dụng nhiều loại hộp

số khác nhau, mỗi loại có những tính năng riêng, có hai loại cơ bản là hộp

số có cấp và hộp số vô cấp, đây

là hai loại hộp số mà ôtô du lịch dùng phộ biến, hộp số cơ khí có cấp có ưu điểm

kết cấu đơn giản giá thành rẻ, đảm bảo được các yêu cầu về tỷ số truyền,

đáp ứng được yêu cầu sử dụng ôtô. Đối với ôtô du lịch người ta thường

dùng hộp số 3 cấp hay 4 cấp. Tỷ số truyền cao nhất thường là số I với tỷ

số truyền i 1. Ngày nay, hộp số tự động ngày càng được sử dụng rộng rãi

đối với ôtô du lịch tuy giá thành

có cao, nhưng nó đáp ứng được các yêu cầu cao về kỹ thuật và sử dụng,

so với hộp số thường, hộp số tự động có các ưu điểm sau: Giảm mệt mỏi

cho người sử dụng vì không phải thao tác đóng ngắt ly hợp, chuyển số tự

động, êm dịu, thích hợp với tình trạng mặt đường, tránh cho động cơ và hệ

thống truyền lực không bị quá tải. Hộp số tự động thường bố trí với động cơ

thành một khối liền.

2.1.1. Đặc điểm chung của hộp số cơ khí có cấp:

- Tỷ số truyền của hộp số:

Tỷ số truyền của hộp số có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc

của động cơ, do đó ảnh hưởng đến tính năng hoạt động của xe. Tuỳ theo tải

trọng của xe cũng như khả năng vượt dốc mà số lượng số truyền phân phối ít hay nhiều. Nếu tăng số lượng số truyền sẽ làm tăng tốc độ trung bình của của ôtô.Tuy

- 10 -

nhiên nếu tăng quá mức số lượng số truyền sẽ làm cho hộp số phức tạp,

cồng kềnh, khối lượng hộp số tăng lên, phức tạp cho người điều khiển. Vì

vậy với ôtô du lịch thường dùng từ 4 đến 5 số. theo công thức:

1  i

(cid:0) max .G.rb M e max .i0 .i pc .(cid:0) t

- Xác định tỷ số truyền của hộp số:Với ôtô du lịch số I là số cao nhất,

để khắc phục lực cản lớn nhất của mặt đường.Theo lý thuyết ôtô, tỷ số

truyền được tính theo công thức:

- 11 -

(cid:0) max .G.rb

M e max .i0 .i pc .(cid:0)t i1 

trong đó:

(cid:0) max : Hệ số cản tổng cộng lớn nhất của mặt đường. G: Trọng lượng toàn bộ của ôtô(kg). rb : Bán kính bánh xe có tính đến độ biến dạng của lốp( mm ). M e max : Mômen quay cực đại của động cơ(N m ). i0 : Tỷ số truyền của bộ truyền lực chính. i pc : Tỷ số truyền của hộp phân phối ở số truyền. (cid:0)t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực.

- Tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số có thể chọn theo một

trong hai phương pháp; Theo cấp số nhân và theo cấp số điều hoà. Hiện nay, đa số ôtô đều chọn tỷ số truyền của hộp số theo cấp số nhân.

- Thông thường trong thiết kế ôtô du lịch nhằm mục đích nâng

cao tính chất động lực học, nâng cao hiệu suất của hệ thống truyền lực,

người ta thường chọn tỷ số truyền ở số cao nhất của hộp số nghĩa là ở số I,

do đó công bội q như sau:

q  n1 ihI

Trong trường hợp này, tỷ số truyền các số trung gian được tính theo công

thức sau đây:

( n 2) ihII  n ( n3) 1 ihI  n1 i k: Số thứ tự của số nguyên

ihIII hI ihk  n1 ihI

n: Số lượng số truyền.

- 12 -

( n k )

2.1.2. Đặc điểm cấu tạo của hộp số cơ khí có cấp: Hộp số cơ khí có cấp

trên ôtô du lịch hiện nay thường có hai loại: Hộp số hai trục và hộp số ba

trục.

2.1.2.1. Hộp số ba trục: Hộp số ba trục có các bộ phận chính sau đây: Bánh răng, trục sơ cấp, trục

thứ cấp, trục số lùi.

Cơ cấu điều khiển gồm có: Cơ cấu định vị trục trượt, khoá hãm, bộ đồng

tốc, tay số, ổ đỡ vỏ hộp số.

- 13 -

Hình 2-1: kết cấu một loại hộp số hộp số.

Hình 2.1: Kết cấu một loại hộp số ba trục, chỉ rõ cơ cấu sang số.

Hộp số này có các ưu điểm sau: - Khi cùng kích thước bên ngoài như nhau loại hộp số này cho ta

tỷ số truyền lớn. Đặc điểm này rất quan trọng vì hiện nay động cơ cao tốc

được dùng nhiều trên ôtô. Như thế nghĩa là nếu cần đảm bảo một tỷ số

truyền như nhau thì loại hộp số này có kích thước bé, trọng lượng cũng bé

hơn, do đó giảm được toàn

bộ trọng lượng ôtô.

- Trục sơ cấp và trục thứ cấp đặt đồng tâm cho nên có thể làm số

truyền thẳng nghĩa là gài cứng trục sơ cấp và trục thứ cấp lại với nhau.

Trong trường hợp này hiệu suất sẽ cao nhất, coi như bằng một, bởi vì

truyền động không qua một cặp bánh răng nào cả.

- Đối với ôtô rất quan trọng bởi vì thời gian làm việc của ôtô ở số truyền

thẳng chiếm tỷ lệ cao 50  80 .

- Trên các đoạn đường bằng phẳng có thể gài số truyền thẳng, do đó

thời gian sử dụng các tay số trung gian sẽ ít, cho nên có thể làm bánh răng

và ổ bi ở các tay số này với kích thước nhỏ.

Nhược điểm:

- 14 -

- Hộp số có số truyền thẳng có khuyết điểm là ổ bi đằng trước (theo chiều

chuyển động của ôtô) của trục thứ cấp được đặt vào lỗ đằng sau của trục sơ cấp. Do điều kiện kết cấu của hộp số (kích thước trục sơ cấp, ổ bi này không thể làm to

được, cho nên khi làm việc có lực tác dụng thì ổ bi này sẽ ở tình trạng căng thẳng).

Trong hộp số các bánh răng có nhiêm vụ truyền động giữa các trục. Để

truyền động được các bánh răng trên các trục phải ăn khớp với nhau.

Bánh răng trong hộp số được lắp cố định trên trục bằng then bán nguyệt, then bằng (hoặc liền khối với trục), bánh răng lắp lồng không trên trục nhờ bạc lót.

- Bánh răng: Hộp số ôtô du lịch bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng

(có trường hợp sử dụng bánh răng thẳng ở số lùi). Bánh răng nghiêng có ưu điểm là ăn khớp êm giảm được tiếng ồn, nhưng cơ cấu điều khiển sẽ phức tạp hơn.

Để đảm bảo chất lượng làm việc lâu dài của bánh răng, bánh răng

thường chế tạo từ thép hợp kim, ví dụ thép 40X, 20X, 12XH4A…Một

trong những yêu cầu đối với bánh răng là bề mặt tiếp xúc phải có sức chịu

tải tốt, có độ cứng vững tốt, chịu được sự mài mòn, tránh chèn dập, đồng

thời bánh răng phải có khả năng chịu uốn tốt. Nên sau khi gia công, bánh

răng phải được nhiệt luyện để nâng cao sức bền mỏi (như tôi cao tần, thấm

các bon…).

- Trục hộp số: Trục hộp số có nhiệm vụ truyền mômen xoắn đến bánh xe chủ động.

. Trục sơ cấp hộp số:

- 15 - Hình 2.2: Kết cấu các gối đỡ sau của trục sơ cấp hộp số.

Trục sơ cấp hộp số thường chế tạo liền với bánh răng. Gối đỡ trước của

trục đặt lên bánh đà và gối đỡ này không nhận lực chiều trục.Trục được định vị

để khỏi dịch chuyển theo chiều trục bằng gối đỡ đằng sau nằm trong vỏ hộp số. Gối đỡ sau của trục sơ cấp thường là loại ổ bi hướng kính. Ổ bi này định vị ở vỏ

- 16 -

hộp nhờ vòng hãm hở miệng đặt vào rãnh của vòng ngoài ổ bi (hình a) hoặc đặt

vào rãnh của lỗ ở vỏ hộp (hình b), nhờ bạc tháo lắp được (hình c) và ít khi dùng ổ bi có gờ ở vòng ngoài (hình c).

+ Trục trung gian: Trục trung gian của hộp số kết cấu theo hai loại, loại

trục cố định trong vỏ hộp số còn các bánh răng chế tạo liền thành một khối quay

trơn trên trục (hình 2-3):

Hình 2.3: Kết cấu trục trung gian loại cố định với bánh răng quay trơn trên trục.

1- khối bánh răng, 2- vòng đệm ngăn cách giữa long đen và khối

bánh răng, long đen nhận lực chiều trục, 4- trục trung gian, 5- lò xo ép.

Loại này vỏ hộp cứng vững hơn bởi vì lỗ khoét để đặt trục cố định

cố đường kính bé do trục đặt ngay lên thành vỏ chứ không qua ổ bi, khối bánh

răng

đặt lên trục trung gian bằng ổ trượt, ổ thanh lăn loại kim hoặc thanh lăn dài.

Để các ổ thanh lăn loại kim và ổ thanh lăn dài không bị dồn về một phía

trong khi làm việc thì giữa các ổ có đặt bạc ngăn cách 6. Hướng đường

nghiêng răng của các bánh răng trên trục trung gian phải đặt cùng chiều với

mục đích giảm lực

chiều trục tác dụng lên trục.

. Trục của khối bắnh răng phải được cố định ở vỏ hộp nhờ chốt hãm

hoặc các tấm hãm chặt. Loại thứ hai: Loại trục quay trơn trên các ổ bi hoặc

ổ thanh lăn nằm trong vỏ hộp, còn các bánh răng được nối cứng với trục

trong vỏ hộp.

- 17 -

+ Trục thứ cấp hộp số: Đầu trước trục thứ cấp tựa lên trục sơ cấp,

còn đầu sau tựa lên vỏ hộp qua ổ lăn có bộ phận định vị để nhận lực chiều

trục.Với ôtô du lịch ở gối đỡ trước của trục thứ cấp thường đặt ổ thanh lăn

loại kim. Hiện nay đã

áp dụng phương pháp đặt thanh lăn loại kim không cần vòng ngăn cách. Khi đặt

- 18 -

Hình 2.4: Kết cấu trục trung gian quay trơn trên ổ bi và ổ thanh lăn nằm

trong vỏ hộp.

như thế có thể rút trục ra mà bi vẫn nằm trong ổ theo nguyên tắc tự giữ. Ở

gối đỡ sau của trục thứ cấp chủ yếu dùng ổ bi hướng kính một dãy, có thể cố định ổ bi bằng vòng hãm xẻ rãnh hoặc bằng mặt bích ở vòng ngoài.Trên trục có

then hoa đẻ lắp bộ đồng tốc và các bánh răng. Bánh răng lắp trên trục thứ cấp

thường

có hai cách: Quay trơn trên trục nhờ bạc lót hay ổ bi đũa (sử dụng kèm theo bộ đồng tốc) và lắp then hoa trên trục di chuyển theo chiều trục.

Kết cấu của trục như sau:

Hình 2.5: Kết cấu trục thứ cấp hộp số.

Các khối răng dịch chuyển được chuyển động theo chiều trục trên

then hoa, khi các bánh răng trên trục là bánh răng nghiêng thì phải chế

tạo then hoa xoắn, trong trường hợp này cần chú ý bước của rãnh then

- 19 -

phải bằng bước của bánh răng.

- 20 -

Khi bánh răng nghiêng đặt trên trục bằng ổ thanh lăn hình trụ, ổ

thanh lăn kim, hoặc ổ trượt người ta dùng trục bậc kết hợp với long đen

tỳ ở mặt bên để nhận lực dọc trục.

Các bánh răng của trục thứ cấp thường chế tạo thành một khối

liền với moayơ. Rất ít khi chế tạo chúng thành một đai răng riêng rẽ nối

ghép với moayơ. Các bánh răng của trục thứ cấp ăn khớp thường xuyên

với bánh răng của trục trung gian có thể đặt ở trên ổ trượt, trên ổ thanh lăn

kim hoặc trên ổ bi. Bánh răng của trục thứ cấp ăn khớp thường xuyên với

bánh răng của trục trung gian chỉ quay tương đối với trục khi gài số

truyền do cặp bánh răng khác đảm nhiệm, lúc

đó trên bánh răng quay trơn trên trục này coi như không có tải trọng. Vì lý do

đó cho nên bánh răng quay trơn trên trục có thể đặt theo phương pháp ổ trượt

thép với thép. Để bánh răng quay trơn trên trên trục được tốt trong trường hợp

này cần đảm bảo lượng dầu bôi trơn nhiều ở các bề mặt ma sát, ngoài ra cổ

trục có thể được phốt phát hoá hoặc sulfit hoá. Khi bánh răng nghiêng đặt

trên trục bằng ổ

lăn hình trụ, ổ thanh lăn kim hoặc ổ trượt người ta dùng trục bậc kết

hợp với rôngđen tỳ ở mặt bên để nhận lực chiều trục. Trên bánh răng có

khoan các lỗ để đảm bảo dầu tuần hoàn dầu bôi trơn bánh răng cho tốt.

+ Trục số lùi: Tất các hộp số đều phải có số lùi. Sự bố trí số lùi cũng có

thể theo nhiều kiểu. Bánh răng số lùi ngoài việc đảm bảo tỷ số truyền nhất

định, khi không ở vị trí số lùi không được ăn khớp với bánh răng ở trục thứ

cấp. Bánh răng của số lùi phải đảm bảo ăn khớp dễ dàng, không chạm các

bánh răng khác. Trục bánh răng số lùi đặt trên gối đỡ của vỏ hộp số không

được va chạm với

bánh răng của trục thứ cấp.

+ Ổ bi: Ổ bi được chọn theo hệ số khả năng làm việc, ôtô du lịch

thường dùng ổ bi hướng kính một dãy vì loại này nhận lực hướng kính tốt

và một ít lực chiều trục. Đối với đầu trước của trục thứ cấp lồng vào trong

trục sơ cấp người ta dùng ổ thanh lăn hình trục, nó có đặc điểm là chịu lực

hướng kính tốt so với bi hướng kính cùng kích thước, chúng có kết cấu

nhỏ gọn nên được lắp ở đầu trước của trục thứ cấp.

+ Vỏ hộp số: Vỏ hộp số có nhiêm vụ chứa trục, bánh răng, ổ, cố định vị

- 21 -

trí

tương quan của chúng, đồng thời là bầu chứa dầu để bôi trơn cho hệ thống.

- 22 -

Vỏ hộp số cần đảm bảo yêu cầu trọng lượng bé, có độ cứng vững tốt để

làm cho trục và ổ bi không bị vênh do các lực tác dụng sinh ra khi ôtô làm việc. Vỏ hộp số thường đúc bằng hợp kim nhôm hoặc gang. Trên vỏ hộp có các

gân để chịu lực và toả nhiệt, bôi trơn. Vỏ hộp số phải có lỗ đổ dầu, bộ

phận kiểm tra mức dầu và nút để tháo dầu cũ. Để giữ áp suất trong hộp số

bằng với áp suất khí trời, trên nắp hộp số có nắp hoặc rãnh thông hơi. Vỏ

hộp có nắp trước và nắp sau

để giữ các ổ, ngoài ra chúng còn làm nhiệm vụ phụ thêm là giữ không cho dầu bôi trơn chạy ra ngoài, vì thế trên các nắp này có các dãnh cuốn dầu, hoặc vòng chắn dầu.

+ Cơ cấu điều khiển hộp số:

Hình 2.6: Cơ cấu điều xe zil-130. Cơ cấu điều khiển là bộ phận quan trọng của hộp số, nó bao gồm

các bộ phận sau: Đòn điều khiển, trục trượt, càng cua, cơ cấu định vị khoá

hãm, cơ cấu định vị số lùi, ống dễ gài số, bộ đồng tốc. Nó có nhiệm vụ

dịch chuyển các bánh răng tương ứng với các ống gài số hoặc bộ đồng tốc ở

trong hộp số khi gài và nhả

số. Đòn điều khiển phải bố trí thuận lợi cho người điều khiển.

Tuỳ theo sự bố trí đòn điều khiển có hai loại: Loại đặt trực tiếp

trên nắp hộp số và loại đặt riêng rẽ đối với hộp số.Dạng đặt trực tiếp trên

nắp hộ số: Đòn điều khiển lắp vào nắp hộp số từ trên suống, đòn được ép

vào mặt tựa hình cầu bằng lò xo 1 trực tiếp tác dụng lên đòn từ trên suống

dưới (hình a), hoặc bằng lò

- 23 -

xo 2 đặt ở phía dưới và ép vào đòn qua đĩa 5 (hình b), có khi đòn điều khiển lắp

vào nắp hộp số từ dưới lên, lúc đó đòn được ép vào mặt tựa hình cầu bằng lò xo 6, lò xo này tựa một đầu vào gờ lồi ra 7 ở vỏ hộp số và ép đòn từ dưới lên (hình

- 24 -

c), để giữ đòn điều khiển ở vị trí đúng, ở mặt tựa hình cầu có đặt chốt định vị 3.

Bề mặt tựa hình cầu của đòn điều khiển được che bụi bẩn và nước bằng bao 4.

Hình 2.7: Kết cấu đòn điều khiển đặt trực tiếp trên hộp số ôtô.

Dạng điều khiển từ xa: Hình 2.8 trình bày hệ thống điều khiển từ xa hộp

số có cấp loại 3 khối trượt, với một hệ thống đòn dẫn động từ đòn điều khiển đến hộp số. Ở ôtô du lịch với hộp số có cấp, đòn điều khiển thường bố trí trên

bánh lái. Bố trí như vậy điều khiển sẽ thuận tiện.

Trong khi tiến hành gài số để đảm bảo gài số được an toàn, người ta làm chốt định vị và khoá hãm. Định vị dùng để gài các số cho đúng vị trí sao cho bánh răng ăn khớp được hết chiều dài, tránh hiện tượng gài và nhả số ngẫu nhiên. Khoá hãm có nhiệm vụ tránh một lúc gài hai số liền khỏi vỡ bánh răng.Trên thanh trượt có số lỗ khuyết tương ứng với số lượng cấp số tương ứng cần gài

có loại bi, cốc, thanh, loại khoá. và thêm chỗ cho vị trí trung gian. Khoá hãm có loại bi,

thanh, tấm khía rãnh. Khi gài số chốt hãm sẽ

bị nén lại làm cho các thanh

trượt còn lại không di chuyển

tránh

gài hai số một lúc. Chốt định vị

- 25 -

Hình 2.8: Hệ thống điều khiển từ xa hộp số ôtô có 3 khối tr ượt.

- 26 -

Hình 2.8: Kết cấu chốt định vị và khoá hãm hộp số.

Bộ đồng tốc: Hộp số ôtô du lịch thường dùng bộ đồng tốc loại quán tính

để nối ghép trục với bánh răng quay trơn.

* Bộ đồng tốc được sử dụng trong hộp số thiết kế là loại quán tính có sơ

đồ kết cấu như sau: Khi gài một trong những số truyền thì ống 1 sẽ dịch

chuyển trên răng của moayơ 2, nhờ bộ phận định vị 5 mà ống nối 1 kéo

được các con chạy 4 cho đến lúc chúng tì vào rãnh A của vòng hãm 3.

Vòng hãm 3 có mặt hình côn ở phía trong và đai răng cùng bước với bước

răng của ống nối 1. Bề mặt hình côn của vòng 3 cũng có khía các đường

rãnh để cắt màng dầu .

Hình 2.11: Kết cấu bộ đồng tốc xe một loại xe du lịch, và quá trình gài số.

Khi con chạy 4 tì vào rãnh A của vòng hãm 3, con chạy sẽ ép chặt bề mặt

hình côn của vòng hãm 3 vào với bề mặt hình côn của bánh răng 6.

Dưới tác dụng của mômen ma sát vòng hãm 3 sẽ xoay trong giới

hạn cho phép của chiều rộng rãnh A (vì chiều rộng rãnh A lớn hơn chiều

rộng của con chạy 4 ). Lúc ấy bề mặt nghiêng của các răng vòng hãm sẽ

- 27 -

ép chặt vào bề mặt nghiêng của các răng ống nối 1. Bề mặt nghiêng của

các răng sẽ là bề mặt hãm

- 28 -

của bộ đồng tốc này. Khi chưa đồng tốc lực N tác dụng thẳng góc lên bề mặt

nghiêng của răng ống nối 1 khá lớn, do đó lực Q cũng khá lớn. Lực Q1 do tay ta tác dụng vào ống nối không thắng nổi lực Q cho nên không thể đưa ống đi

tiếp được. Chỉ khi nào đã đồng tốc rồi thì lực N sẽ bằng không và Q cũng vậy.

Lúc ấy lực Q1 do tay ta tác dụng vào chỉ cần thắng lò xo để đẩy hòn bi của bộ

phận định

vị 5 suống là có thể đưa ống nối 1 tiếp tục di chuyển để răng của ống nối 1 vào

ăn khớp với răng 7 của vòng hãm 3 và với răng 8 của đai răng gài số của

bánh răng 6. Như vậy quá trình gài số đã hoàn thành.

Qúa trình làm việc của bộ đồng tốc hộp số được giải thích rõ trên

hình dưới. Trong đó (a ) ứng với các chi tiết của bộ đồng tốc nằm ở vị trí

trung gian, sơ đồ(b) ứng với lúc đang đồng tốc và sơ đồ (c ) ứng với lúc đã gài xong.

2.1.2.2. Hộp số hai trục:

Hình 2.12: Kết cấu hộp số hai trục đặt dọc.

Hay còn gọi là loại trục cố định không đồng tâm, loại hộp số này không

có số truyền thẳng. Ở tất cả các số truyền chỉ có một cặp bánh răng ăn khớp. Hộp

số này có ưu điểm là:

- Có hiệu suất cao, bởi vì ở tất cả các số truyền làm việc sự ăn khớp

- 29 -

chỉ

qua một cặp bánh răng.

- Có thể tăng nhiều độ cứng vững và độ bền của các chi tiết, bởi vì

trong hộp số này không có cụm nào bị nào bị hạn chế bởi điều kiện kích thước.

- 30 -

- Kết cấu đơn giản tiện lợi khi sử dụng. Khuyết điểm của hộ số này

là có kích thước lớn, vì tỷ số truyền của hộp số chỉ do một cặp bánh răng

ăn khớp nên trọng lượng sẽ lớn.

Về mặt cấu tạo và nguyên lý làm việc của các cơ cấu điều khiển tương tự

hộp số 3 trục. Nó chỉ khác hộp số 3 trục về sự bố trí các trục và số lượng các trục mà thôi. Hộp số này thường dùng cho xe du lịch với cầu trước chủ động.

Hình 2.13: Kết cấu hộp số hai trục đặt ngang.

1- Trục thứ cấp. 2- Các bánh răng cấp số 4. 3- Trục sơ cấp. 4- Các bánh

răng cấp số. 5-Các bánh răng cấp số 3. 6- Bánh răng . 7,7- Các bánh răng số lùi. 8- Các bánh răng cấp số 1. 9- Bán trục bên phải và trái. 10- Ph ớt ch ặn d ầu b ộ vi sai. 11- Vành răng bộ vi sai. 12- Bộ đồng tốc cấp số một- hai. 1- Bộ đồng tốc

cấp số ba- bốn. 15- Bánh răng chủ động trục thứ cấp.

Ngày nay, hộp số hai trục được dùng rất phổ biến trên ôtô du lịch( xe có

tải trọng phân bố lên hai cầu tương đương nhau). Do đảm bảo tính gọn nhẹ của

hệ thống truyền lực, không sử dụng các đăng trong điều kiện không gian

gầm xe chặt hẹp. Kiểu hộp số này gồm hai cụm bộ phận cùng lắp đặt chung

- 31 -

trong một vỏ hộp: Cụm hộp số sang số bằng tay và bộ vi sai. Công suất

động cơ được truyền đến trục sơ cấp rồi đến trục thứ cấp hộp số. Bánh răng

chủ động của trục thứ cấp truyền mômen cho bộ vi sai làm quay các bán

trục.

- 32 -

Hộp số hai trục lắp với bộ truyền lực chính và vi sai thành một

cụm, vỏ hộp số bao kín bộ truyền lực chính và vi sai, vỏ hộp được lắp

với vỏ cầu trước nhờ các bulông.

Hình 2.14: Kỹ thuật bố trí động cơ và hộp số đặt ngang trước đầu xe

và dẫn động hai bánh xe trước.

1- Bán trục trái. 2- Hộp số. 3- động cơ. 4- phía trước xe. 5- Bán trục phải.

6-khớp nối các đăng đồng tốc ngoài bên phải, 7-Khớp nối các đăng đồng

tốc trong bên phải. 8- Bộ vi sai. 9- Khớp nối các đăng đồng trong tốc bên

trái. 10- Khớp nối các đăng đồng tốc ngoài bên trái.

Hộp số hai trục không có trục trung gian, trục sơ cấp nối thẳng ra bánh đà

để truyền công suất.

Cơ cấu điều khiển của hộp số hai trục thường dùng là loại điều khiển gián

tiếp thông qua cơ cấu dẫn động tay đòn. Hình vẽ sau mô tả cơ cấu dẫn động này:

- 33 -

Hình 2.15: Cách bố trí hệ thống dẫn động tay đòn điều khiển quá

trình sang số.

2.2. Hộp số tự động: Hộp số tự động có cấu tạo gồm biến mô thuỷ lực (BMM) và hộp số

hành tinh (HSHT) có cấu trúc chung một cụm và được lắp liền sau động cơ.

Hộp số tự động thay thế chức năng làm việc của ly hợp ma sát và hộp số cơ

khí có cấp. Hộp

ố tự động có hệ thống điều khiển điện tử, thuỷ lực phức tạp làm việc cùng

với máy tính điện tử thực hiện đóng ngắt thay đổi các số truyền.

2.2.1. Biến mô thuỷ lực: BMM được cấu thành từ ba bộ phận chính sau: Phần chủ động gọi là

bánh bơm (B), phần bị động gọi là bánh tua bin (T), phần phản ứng gọi

là bánh dẫn hướng, trong biến mô có ly hợp ma sát và bộ phận giảm sóc.

Phần chủ động (B) được nối với trục khuỷu của động cơ, phần bị động (T)

được nối với trục hộp số hành tinh, phần dẫn hướng (D) được cố định

trong vỏ hộp số nhờ khớp một chiều. Bánh (B), bánh (T), bánh (D) có

dạng hình xuyến và làm việc theo tích chất xoáy của dầu thuỷ lực. Khi

phần (B) quay, dầu sẽ chuyển động sang phần (T), làm (T) quay. Phần (D)

có tác dụng dẫn hướng tạo điều kiện tăng mômen.

Cấu tạo trong của bánh B, bánh T, bánh D đều có cánh, các cánh này

được sắp xếp sao cho ở trạng thái làm việc chất lỏng chuyển động (từ trong

ra ngoài và quay trở vào trong tuần hoàn kín) theo hình xuyến xoắn ốc tạo

lên bởi các cánh.

- 34 -

Các cánh của B,T,D đều cấu tạo theo quy luật: Tạo lên không gian

dòng chảy của chất lỏng ở gần tâm lớn, càng ra ngoài càng thu nhỏ, tạo

điều kiện nâng cao tốc độ dòng chảy khi chất lỏng đi ra xa tâm với động

năng lớn.

H ình 2.13: Cấu tạo BMM (a) cách mô tả (b). Chất lỏng có áp suất đóng vai trò truyền năng lượng giữa B và T.

Khi B quay cùng với động cơ làm cho dầu chuyển động, dưới tác dụng

của lực ly tâm dầu chạy ra phía ngoài và tăng tốc độ. Ở tại mép biên

ngoài, dầu đạt tốc độ cao nhất và hướng theo các cánh trong bánh B đập

vào cánh tua bin, tại bánh T dầu truyền năng lượng và giảm dần tốc độ

theo các cánh của bánh T chạy vào phía trong. Khi dầu tới mép trong của

bánh T, bị rơi vào cánh của bánh D và theo các cánh dẫn chuyển sang bánh

B, cứ như vậy chất lỏng chuyển động tuần hoàn theo đường xoắn ốc. Qúa

trình dầu di chuyển trong bánh B là quá trình tích năng, quá trình dầu di

chuyển trong bánh T là quá trình truyền năng lượng, còn ở bánh D là quá

trình đổi hướng chuyển động.

Đa số thời gian mômen của bánh T lớn hơn mô men của bánh B, bánh D

bị khóa bởi khớp một chiều, làm điểm tựa tựa cứng cho chất dòng lỏng và

tạo điều kiện tăng phản lực của dòng chảy. Khả năng tăng mômen lớn nhất có

thể đạt

2,5-2,8 lần ứng với khi xe khởi hành. Nếu mômen của B và T bằng nhau lúc này bánh D quay tự do, vai trò của bánh D chỉ là hướng dòng chất lỏng, giảm tổn thất

- 35 -

tiến về 1. Khi mômen hai trục bằng thủy lực trong BMM. Tỷ số T nT  nB

M B

nhau, biến mô làm việc như ly hợp thuỷ lực. Dầu đưa vào luôn có áp suất cao và

- 36 -

ngay cả ở trạng thái không làm việc dầu vẫn còn giữ lại áp suất cao hơn áp suất khí quyển để tránh lọt khí vào biến mô.

Khi nT  nB , dầu không còn khả năng truyền năng lượng. Hiệu suất của

 nB , mômen truyền qua ly hợp ma sát. Khi

biến mô tụt suống bằng không. Để khắc phục hiện tượng này trên BMM có bố trí một ly hợp ma sát làm việc trong dầu. Ly hợp ma sát này đặt giữa B và T, và đóng lại tự động tại thời điểm nT khóa hãm làm việc tính chất biến đổi vô cấp của HTTL không còn nữa. Hệ

thống làm việc như như kết cấu thông thường của ly hợp ma sát với hộp số

có cấp. Kết cấu ly hợp ma sát được thể hiện theo sơ đồ sau:

Hình 2.14: Cấu tạo BMM có khoá LOCK-UP và giảm chấn xoắn.

chiều ,

1- bánh bơm B, 2- bánh tua bin T, 3- bánh dẫn hướng D, 4- khớp một 5- giảm chấn xoắn, 6- piston ép của ly hợp,7- bề mặt ma sát của ly hợp, 8-

vỏ biến mô.

2.2.2.Hộp số hành tinh: Hộp số hành tinh so với hộp số có trục cố định có những ưu điểm sau:

- Khi có cùng kích thước bánh răng sẽ có tỷ số truyền lớn. - Trục và ổ bi của bánh răng trung tâm và cần dẫn không chịu tải trọng

hướng kính do lực ăn khớp của các bánh răng gây nên.

- Có thể sang số mà không cần cắt công suất truyền từ động cơ, nghĩa

là không cần cắt động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực, do đó thời gian và hành

- 37 -

trình

gia tốc ngắn hơn so với hộp số thường dùng.

- Việc cài số được tiến hành bằng ly hợp và phanh, do đó tạo điều kiện

cho việc tự động hoá quá trình gài số.

- 38 -

- Làm việc không ồn, không cần bộ đồng tốc. - Kết cấu của bộ truyền động hành tinh ăn khớp bên trong gọn gàng bố trí

sít sao hơn bộ truyền bánh răng thường.

- Có hiệu suất cao hơn.

Trong hệ thống truyền lực HSHT được đặt sau BMM. Khác với hộp số

cơ khí có cấp đơn giản, 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

- 39 -

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.

- 40 -

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: M bd M cd

i  ncd nb d

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)

OD)

*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 *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 .

- 41 -

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.

- 42 -

- 43 -

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 1,1  1,2 và đối với điêzen bằng 1,05  1,15 . 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

- 44 -

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 ).

- 45 -

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.

- 46 - - 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.

- 47 -

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

- 48 -

truyền lực đơn giản đễ bảo dưỡng, sửa chữa.

- 49 -

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:

Hình 4.3: Sơ đồ động hộp số thết kế.

A-Trục sơ cấp, B-Trục thứ cấp, C-Trục số lùi.

- 50 -

I: Bộ đồng tốc một (BĐT 1 ) , II: Bộ đồng tốc II (BĐT 2 ).

- 51 -

- 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

- 52 -

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:

- 53 -

A BĐT 1 Z 1 Z 11 B

+ Số II: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bộ đồng tốc I sang bên trái

A lúc này xe chạy ở số II, đường truyền mômen như sau: Z 2 Z 22 B BĐT 1

+ Số III: Dùng tay điều khiển cần gạt đẩy bộ đồng tốc II sang bên phải lúc

A này xe chạy ở số III, đường truyền mômen như sau: Z 3 Z 33 B BĐT 2

+ 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:

Z L Z L Z L1 B

A 2

+ 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.

- 54 -

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.

để tôi.

+Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40Cr. Sử dụng dòng điện cao tần +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 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:

- 55 -

Me=Memax.ih1.h

- 56 -

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:

theo [03-145] (công thức 3-10).

 2  1,05.106 K .N   A = (i+1) 3  .  (cid:0) A i.(cid:0)  .ni tx

Trong đó: i: Là tỷ số truyền ở cấp số i ( chọn i = 1). : Ứng suất tiếp xúc cho phép; N/ mm 2 . (cid:0) tx (cid:0) A : Hệ số chiều rộng bánh răng, sơ bộ chọn (cid:0) A =0,17. K: Hệ số tải trọng: sơ bộ chọn K =1,4. (cid:0) : Hệ số : (cid:0) =1,25.

N: Công suất động cơ, (kw).

- 57 -

n : Tốc độ bánh răng bị động ở cấp số i (v/ph).

(mm) 1,05.106.1,4.80.0,73 5 = 155  A  (3,24+1) 3

950.3,242.0,17.1,25.925 ,35

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 (cid:0)

trong khoảng (cid:0) =8  20 0 sơ bộ chọn (cid:0) =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:

= 21 (răng) Z 1 Số I: = 2.160.cos10 3,5.1  3,242 2.A. cos (cid:0) = m.1  ih1 

= 68 (răng)

 Z 11 = i h1 .Z1 = 21 .3,242

= 30 (răng) Z 2   2.160.cos1 0 3,5.1  1,989 Số II: = 2.A. cos (cid:0) m.1  ih 2

  = 60 (răng) = 1,989.30 Z 22 = i h 2 .Z 2

2.160.cos10 = 39 (răng) = Z 3 3,5.1  Số III: =  1 2.A. cos (cid:0) m.ih 3 1,289

 Z 33 = i h

- 58 -

= 1,289 39 = 50 (răng) 3 .Z 3

= 45 (răng) =Z Số IV: 2.160. cos10 3,5.1  1 44 2.A.cos (cid:0)  Z  m.1  ih 4 

Sơ bộ chọn số răng của bánh răng truyền lực chính Z V  23 , với đường

0  3,45.

kính vòng chia dc=82(mm), môđun ngang mS =3,5 nên môđun pháp của bánh răng: m  mS . cos10

- 59 -

Tỷ số truyền được tính chính xác là:

  3,238 68 21

i h 1

 60  2 30 i h 2 

 Z11 Z 1 Z 22 Z 2 Z

i h3  50  1,282 39 1 i

 33 Z 3 Z 44 h 4   Z 4

Khoảng cách trục:

Z1  Z11  158,2 ( mm ) 21  68.3,5  A= .m 2. cos10 2.cos (cid:0)

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:

ùl i trên trục số lùi Z L : Số răng bánh răng số lùi trên trục sơ cấp. Z L1 : Số răng của bánh răng số lùi trên trục thứ cấp. Z L 2 : Số răng của bánh răng số

(bánh răng trung gian).

Bánh răng Z L và bánh răng ZL1 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 L 2 ) : 18 (răng). L  3,34 i L

Ta có = Z L1 Z

- 60 -

60 (răng ) Z L1  iL .Z L  3,340.18 

Chọn số răng của bánh răng trung gian

Tỷ số truyền được tính chính xác là:  3,333

(mm) Z L  Z 2 .m   68,25 A SL  Z L 2  26 (răng) 60 i L  1 8 Khoảng cách giữa trục sơ cấp và trục số lùi: 21  18.3,5 2 2

Khoảng cách giữa trục thứ cấp và trục số lùi:

- 61 -

L 2 .3,5  150,5 (mm) Z L1  Z A TL   26  60.3,5 2

2 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 e max .

Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của bánh răng xác định trên cơ sở

công thức LEWIS:

.0,24 [N/mm 2 ] [01-tr.154] (công thức IV-19) (cid:0) u  p b.m. y

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:số răng thực tế). Z =

Điều kiện tính toán: là ứng suất uốn cho phép của bánh , [(cid:0) u ] Z td cos3 (cid:0) (cid:0) u  [(cid:0) u ]

răng, theo [01-tr.156] thì ứng suất uốn của bánh răng trụ răng nghiêng ôtô du lịch trong khoảng:180  350 (N/mm 2 ). Theo tài liệu: [09-tr.60].

Khi bánh răng quay một chiều, ứng suất trong răng sẽ thay đổi mạch

động : (cid:0)   1,4  1,6,6(cid:0)  .K N 1

n.K (cid:0)

Trong đó: (cid:0) 1 : Là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, được xác định

theo công thức sau: (cid:0) 1  (0,4  0,45)(cid:0) b .  n : Hệ số bền dự chữ, với bánh răng chế tạo từ thép tôi n  1,8

- 62 -

2 sơ bộ

chọn n  1,8.

Với thép 40Cr tôi, sơ bộ chọn (cid:0)  800 (N/mm2).  1,2.

: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, sơ bộ chọn K ’’ N  1. N : Hệ số chu kỳ ứng suất, sơ bộ chọn K K K’ ’

Vậy ứng suất uốn cho phép được tính:

- 63 -

1,6.0,45.900.1 (cid:0)    300(N/mm2).

1,8.1, 2

+Tính cặp bánh răng 1-11:

.ih1 .(cid:0)  124.3,238.0,96  385,5 (Nm)

Z 1 = 21 (răng); Z 11 = 68 (răng); m =3,5 M 1 = 124 (Nm); M 11 = M 1

Bán kính vòng chia:

  37,3 ( mm )

3,5.21 2. cos100 mZ1 2.cos (cid:0)

 ( mm )

 120,8 r 1  r 11  3,5.68 2. cos100

Lực vòng:

P 1   3324,4 (N)  124000 37,3  3191,2 (N)   m.Z1 1 2.cos (cid:0) M 1 r1 M 11

P  11

    0,11

  22 Z td 1  (răng)  y1 r11 Z1 cos3 (cid:0)    71 (răng)   385500 120, 8 21 cos3 (cid:0)  68

cos3 100

Z  Z11 td 11 cos3 (cid:0) y11  0,154

Với (cid:0) A  0,17  b = 0,17A; chọn chiều rộng các bánh răng như nhau, ta

có:b=158,2  0,17  27 ( mm ).

 (cid:0) u11  (cid:0) u1   [(cid:0) u ]  76,75( N / mm 2 ) 3324,4.0,2 4 27.3,5.0,1 1

P1 .0,24  b .m.y 1 1 +Tính cặp bánh răng 2-22:

30 Z 2 

- 64 -

(răng); m = 3,5 (răng); Z 22  60

( Nm)

M 2  124 ( Nm) ; M 22  124.ih 2 .(cid:0)  124 .2.0,96  238,1

Bán kính vòng chia: 

 53,3(mm) 106,6 ( mm ) 3,5.30 2. cos100 3,5.6 0 r 2    r

  2. cos100 m.Z 2 2. cos (cid:0) m.Z 22 22  2.cos (cid:0)

Lực vòng:

- 65 -

M   2326,5 ( mm ) 124000 53,3 P  2

r2 M   2233.6 ( mm ) 238100 106,6 P 22  22

r2 2

  0,123

 63 Z td 2  Z 2 cos3 (cid:0)

  0,151 (r ăng) 30 cos3 100  63 (răng)  y2  y22 60 cos3 100 Z td 22  Z 22 cos3 (cid:0)

) < [(cid:0) u ] (N/ mm  48,04 P2 .0,24 (cid:0) u 2   b.m. y2 2326,5.0,2 4 27.3,5.0,1 23

+Tính cặp bánh răng: 3-33:

( răng); m = 3,5

(răng); Z Z 3  39 33  50

(N m )

M 3  124 (Nm); M 33  124.ih3 .(cid:0)  124.1,282.0,96  152,6

Bán kính vòng chia:



 63,3 ( mm ) 88,9 ( mm ) m.Z

 3,5.39 2. cos100 3,5.5 0  2. cos100 m.Z 3 r  3 2.cos (cid:0) 3 3 r 33  2. cos (cid:0)

Lực vòng: M   1958,9 (N) 124000 63,3 P  3

r3 M   1716,5 (N) 152600 88,9 P 33  33

r3 3

  0,137

 41 (răng)  y 39 cos3 100 Z td 3  Z 3 cos3 (cid:0)

- 66 -

  0,146

 52 (răng)  y33 Z 33  50 cos3 100 Z 33 cos3 (cid:0)

(N/ mm  36,3 )  [(cid:0) u ]  (cid:0) u 33  (cid:0) u 3  P3 .0,24  b.m.y3 1958,9.0,2 4 27.3,5.0,1 37

+Tính cặp bánh răng 4-44:

m ); M 44  124.ih 4 .(cid:0) Z 4  Z 44  45 (răng); m = 3,5; M 4  124( N

=124 .1.0,96  119 (N m )

m.Z r  Bán kính vòng chia: 4 r 4  44  3,5.4 5 80 ( mm )  2.cos100 2. cos (cid:0)

- 67 -

Lực vòng:

 148750 (N) P 4  M r4  1550 (N);P 44   124000 80  119000 80  M 44 r4 4

)<[ (cid:0) u ] (N/ mm  27,5 (cid:0) 44  (cid:0) 4  P4 .0,24  b.m.y4 1550.0,2 4 27.3,50,14 3

(N m )

+ Tính cho cặp bánh răng số lùi: -Cặp bánh răng Z L Z L 2 : Z L  18 (răng); Z L 2  26 (răng);  y L  0,104; y L 2  0,114 ; (m=3,5) M L  124 (Nm); M L 2  124.iLL 2 .(cid:0)  124.1,44.0,96  171,4

Bán kính vòng chia: m.Z   45,5 ( mm ) 26.3,5 2  L 2 rL 2 2 Lực vòng: M  3936,5 (N)  124000 31,5 P  L

rl M  3767,4 (N)  171400 45,5 P L 2

 L 2 rl 2 3936,5.0,24 PL .0,24  108,1 (N/ mm 2 )< 

u  [(cid:0) ] uL m.b. y 3,5.24.0,104 (cid:0)  (cid:0) u L 2

-Cặp bánh răng Z L1 Z L 2 :

Z L 2  26 (răng); Z L1  60 (răng) ; m=3,5

( N m )

M L 2  119 ( N m ); M L1  M L 2 .iL1L 2 .(cid:0)  119.3,333.0,96  380,8

Lực vòng: ); r L1  Bán kính vòng chia:   m.Z L1

r L 2  45 ( mm

- 68 -

 105 ( mm ) 3,5.60 2 

PL 2   171400 45,5 (N) (N)  

 3767,4  3626,7 PL1   380800 105

M L 2 rL 2 M L1 rL 1

y L 2  0,114 ; y L1  0,15

) < [(cid:0) u ]  94,4(N/ mm (cid:0) uL1  (cid:0) L 2 

 3767,4.0,24 3,5.24.0,1 14 PL 2 .0,24 m.b. yL 2

- 69 -

Với các cặp bánh răng tiêu chuẩn, đường kính vòng chia trùng với đường

kính vòng lăn.

dc = dci

Khe hở hướng tâm: Đường kính vòng đỉnh răng: C = 0,25.m 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

Chieàu cao raêng

Chieàu roäng

ÑK.Voøng chaân

ÑK.Voøng ÑK.Voøng Moâñun chia ñænh

Chieàu cao ñaàu raêng

Khe hôû höôùng taâm

Baùnh raêng

Các thông số kỹ thuật của bánh răng thiết kế được xác định trong bảng Thoâng s o á Soáraêng

* 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:

P.E  1 1 

(cid:0) tx  0,418

công thức IV-26). 2 : . g b.cos(cid:0)  (cid:0)1 đ ó T r o n

- 70 -

 (N/ mm  (cid:0)2 

) (theo [01- tr.15 8]

- 71 -

P : Lực vòng (N). E : Mô đun đàn hồi, E=2,1.10 5 . B : Chiều rộng bánh răng ,(

mm ).

(cid:0) : Góc ăn khớp; (cid:0) =20 0 (cid:0)1, (cid:0) 2

2 : Bán kính cong của bề mặt răng chủ động và thụ động tại điểm tiếp xúc ( mm ).

), theo [01-tr.159] thì: Với số I

[(cid:0) tx ] : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/ mm 2 và số lùi [ (cid:0) tx ]  950  1000 (N/ ); đối với các số cao: mm

2 [ (cid:0) tx ]  650  700 (N/ mm )

Đối với ôtô lực vòng P tác dụng lên bánh răng được tính từ mômen tính

truyền suống bánh

toán của động cơ M tt truyền suống, thường trung bình ô tô chỉ sử dụng một nửa M e max của động cơ, vì thế để đơn giản coi M tt = 0,5 Me max răng để tính: M  M e max 2.r P= tt r

+ Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số I:

  13,2 37,3.sin 20 cos2 10 (cid:0)1  r1 . sin (cid:0) cos2 (cid:0)

 42,6(mm)  120,0.sin 20 cos2 10 (cid:0)1 1  r11 .

 1    488,3( N / mm 2 )  [(cid:0) ] sin (cid:0) cos 2 (cid:0) 3324,4.2,1.105  1  tx 42,6  2.27.0,9   13,2 (cid:0)  0,418. tx 4

- 72 -

+ Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số II:

  18,8(mm) 53,3.sin 20 cos 2 10 (cid:0) 2  r2 . sin (cid:0) cos 2 (cid:0)

 37,6(mm)  106,5.sin 20 cos 2 10 (cid:0) 22  r22 .

 1    336,3( N / mm 2 )  [(cid:0) ] sin (cid:0) cos 2 (cid:0) 2326,5.2,1.105  1

tx 37,6  2.27.0,9    18,8 (cid:0)  0,418. tx 4

+ Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số III:

- 73 -

  22,3(mm) 63,3.sin 20 cos2 10 sin (cid:0) cos 2 (cid:0) (cid:0)3  r3 .

 31,4(mm)  88,9.sin 20 cos 2 10 (cid:0)3 3  r33 .

1    329,5( N / mm 2 )  [(cid:0) ] sin (cid:0) cos 2 (cid:0)  2326,5.2,1.105   1 tx 31,4  2.27.0,9   22,3 (cid:0)  0,418. tx 4

+Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số IV:

  28,2(mm) 80.sin 20 cos 2 10 (cid:0) 4  r4 . sin (cid:0) cos2 (cid:0)

 28,2(mm)  80.sin 20 cos 2 10 (cid:0) 44  r44 .

1    280,4( N / mm 2 )  [(cid:0) ] sin (cid:0) cos 2 (cid:0)  1550.2,1.105   1 tx 28,5  2.27.0,9   28,5 (cid:0)  0,418. tx 4

+Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số lùi: Cặp bánh răng Z L , Z L 2 :

(cid:0)  r .sin (cid:0)  31,5.sin 200  10,8(mm) (cid:0) L .sin (cid:0)  45,5.sin 200  15,6(mm) 2

1    708,2( N / mm 2 )  [(cid:0) ]  rL 2 3936,5.2,1.105  1  tx 15,6  2.24.0,9   10,8 (cid:0)  0,418. tx 4

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:

- 74 -

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

- 75 -

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 bánh răng trên trục sơ cấp. Trục thứ cấp truyền công suất tới bộ

truyền lực chính thông qua một bánh răng truyền động.

Chọn sơ bộ chiều dài trục: Chiều dài của trục sơ cấp được xác định như sau:

Lsc= b1  b2  b3  b4  BĐT 1 +BĐT 2 + a1  a2  a3  a4  4.C  bL

bi : Chiều rộng của bánh răng thứ i ; 27 ( mm ). Trong đó:

20( mm ).

BĐT i : Chiều rộng của bộ đồng tốc , 40 ( mm ). C: Chiều rộng của vành răng và mặt côn ăn khớp với bộ đồng tốc, a 1 : Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến mặt bên bánh răng số IV, 15 ( mm ). a 2 : Khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của hai bánh răng số I và

số III,10( mm ).

a 3 : Khoảng cách giữa hai mặt bên đối diện của hai bánh răng số I và số

lùi,50( mm ).

a 4 : Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến mặt bên bánh răng số lùi : 70 ( mm ). b L : Chiều rộng của bánh răng số lùi , 24 ( mm ).

Lsc = 27.4 +40.2+15+10+50+70+4.20+24 = 437 (

mm ). Chiều dài trục số lùi:

Lsl= e 1 e2  bL

- 76 -

Trong đó: e1 : Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến mặt bên thứ nhất

bánh răng số lùi tại vị trí số lùi,70( mm ).

e2 : Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến mặt bên thứ hai của bánh răng

số lùi tại vị trí số lùi ,30( mm ).

Lsl= 70+24+30=124( mm )

Chiều dài trục thứ cấp được xác định sơ bộ như sau:

- 77 -

Chiều dài đoạn trục thứ cấp tính từ bánh răng số lùi đến bánh răng số 4 bằng chiều dài tương ứng trên trục sơ cấp. Chiều dài từ tâm ổ lăn đến tâm bánh răng truyền lực chính là 60(mm), chiều dài từ tâm ổ lăn đến tâm bánh răng truyền

trục thứ ấcp

lực chính còn lại là 480(mm) do đó chềiu dài sơ bộ Ltc=60+480=540(mm).

hiểm :

5.1.2.3. Xác định phản lực tại gối và đường kính tại tiết diện nguy Tính trục hộp số ta dựa vào các tải trọng tác dụng lên trục. Các tải trọng

này gồm các thành sau: Lực hướng kính tác dụng theo phương vuông góc

với đường tâm trục, lực chiều trục sinh ra do góc nghiêng của đường răng, lực

vòng.

Trục sơ cấp, trục thứ cấp hộp số chịu lực hướng kính, lực chiều trục và lực

vòng. Các tải trọng này sinh ra mômen uốn ngang, mômen uốn dọc, mômen xoắn

trên trục sơ cấp, không sinh mômen xoắn trên trục thứ cấp.

+ Trục sơ cấp: Số I: RyA R1 RyB B A P1 RxB

RxA Q1 157 ,5 279 ,5 1316 39

334877

1240 00

- 78 -

Xác định phản lực tại gối:

 M XA  RXB .437  Q1 .r1  R1 .279,5  0 586,2.37,3  1228,6.279,5  835,8( N ) 437

3324,4.279,5  2126,2( N ) .437  P .279,5  0  R  YB 437  R XB  R XA  R1  R XB  1228,6  835,8  392,8( N ) M  R YA YB 1

 RYA  P1  RYB  3324,4  2126,2  1198,2( N )

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 380588( Nmm)

M X  R XB .157,5  131639( Nmm) M Y  RYA .279,5  334877( Nmm) M Z  P1 .r1  124000( Nmm) M TH   M 2 X  M 2 Y  M 2 Z Xác đường kính trục:

M TH  37,9(mm) 0,1.[(cid:0) ]

d  B Số II: RyA

RyB A R 2 RxB RxA P

R2 2

264,5 172,5

1029 96

242917

1240 00

- 79 -

Xác định phản lực tại gối:

410,2.53,3  859,8.172,5 M XA  RXB .437  Q2 .r2  R2 .172,5  0  389,4( N )  437

 859,8  389,4  470,4( N )

2326,5.172,5  918,4( N ) .437  P .172,5  0  R  YB 437  R XB  R XA  R2  RXB M  R YA YB 2

 RYA  P2  RYB  2326,5  918,4  1408,1( N )

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 291535( Nmm)

M 2 X   M 2 Y  M 2 Z M X  R XB .264,5  102996( Nmm) M Y  RYA .172,5  242917( Nmm) M Z  P2 .r2  124000( Nmm) M TH  Xác định đường kính trục:

d 

M TH  34,7(mm) 0,1.[(cid:0) ]

Số III:

B RyB A R 3 RxB RxA P3 Q3

135,5 301,5

827 62

183131

1240 00

- 80 -

Xác định phản lực tại gối:

M XA  RXB .437  Q3 .r3  R3 .135,5  0 345,4.63,3  724.135,5  274,5( N )  437

 724  274,5  449,5( N )

 R XB  R XA  R3  RXB

M  R .437  P .135,5  0  R  1958,9.135,5  607,4( N ) YB 437 YA YB 3

 RYA  P3  RYB  1958,9  607,4  1351,5( N )

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

M X  R XB .301,5  82762( Nmm) M Y  RYA .135,5  183131Nmm)

 236141( Nmm)

M TH  M 2 X  M Z  P3 .r3  124000( Nmm)  M 2 Y  M 2 Z Xác định đường kính trục:

d 

M TH  32,3(mm) 0,1.[(cid:0) ]

Số IV: RyB B RyA R4 A Q4 RxA

P 4

408 ,5

RxB 25 ,5 3570 3 Mx

41239 MY

124000

Xác định phản lực tại gối:

- 81 -

M XA  RXB .437  Q4 .r4  R4 .28,5  0 273,3.80  572,9.28,5   87,4( N ) 437

 R XB  R XA  R4  RXB  572,9  87,4  485,5( N ) 1550.28,5  101,1( N ) .437  P .28,5  0  R  YB 437 M  R YA YB 4

 RYA  P4  RYB  1550  101,1  1448,9( N )

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 135486( Nmm) M X  R XB .408,5  35703( Nmm) M Y  RYA .28,5  41299Nmm) M Z  P4 .r4  124000( Nmm) M TH   M 2 X  M 2 Y  M 2 Z

Xác định đường kính trục:  

M TH  26,8(mm) 0,1.[(cid:0) ] d 

+Trục thứ cấp:

Số I: RyB P11 Q1 1 RyA Rv R11 Qv RxB Rx A 48 0

279 ,5 P v 6 0

30330

167514 17974 6,5 MY

- 82 -

973917,8

- 83 -

Xác định phản lực tại gối:

 R11 .279,5  Q11 .r11  0 M XA  RXB .540  RV .480  QV .rV 1091.480  520,5.42  586,2.120,8  1228,6.279,5   505,5( N ) 540

  R XB  R XA  RV  RXB  R11  1091  505,5  1228,6  643,1( N ) 2952.480  3324,4.279,5 M  P .480  R .279,5  0  R  2791,9( N ) YB 540 1

 3324,4  2952  2791,9  3484,5( N )

.540  P YB 1  RYB YA V  RYA  P11  PV

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 990365,9( Nmm)

 M 2 X M X  R XA .279,5  643,1.279,5  179746,5( Nmm) M Y  RYA .279,5  3484,5.279,5  973917,8(mm) M Z  P11 .r11  401588( Nmm)  M TH 179746,52   M 2 Y  973917,82 

Xác định đường kính trục:

 52,1(mm) 990365, 9 d  3 0,1.70 M TH  3 0,1.[(cid:0) ]

Số II:

- 84 -

Xác định phản lực tại gối:

 R22 .172,5  Q22 .r22  0

M XA  RXB .540  RV .480  QV .rV 1091.480  520,5.42  410,2.106,6  859,8.172,5   816,6( N ) 540

  RXB  RXA  RV  RXB  R22  1091  816,6  859,8  585,4( N ) 2952.480  2326,5.172,5 M  P .480  R .172,5  0  R  3367,2( N ) YB 540 2

.540  P YB 2  RYB  2326,5  2952  3367,2  1911,3( N ) YA V  RYA  P22  PV

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

M X  R XA .172,5  585,4.172,5  100981,5( Nmm) M Y  RYA .172,5  1911,3.172,5  329699,3( Nmm)

 344817,2( Nmm) 100981,52  329699,32  M 2 Y  M 2 X

M TH  Xác định đường kính trục:

- 85 -

 36,7(mm) 344817, 2 d  3 0,1.70 M TH  3 0,1.[(cid:0) ]

Số III:

Xác định phản lực tại gối:

 R33 .135,5  Q33 .r33  0

M XA  RXB .540  RV .480  QV .rV 1091.480  520,5.42  345,4.88,9  724.135,5  885,5( N )  540

 RXB  R33  1091  885,5  724  518,5( N )

 R XB  R XA  RV 2952.480  1958,9.135,5  .135,5  0  R M  P .480  R  3155,5( N ) YB 540 3 YA V

.540  P YB 3  RYB  1958.9  2952  3155,5  1755,4( N )

 RYA  P33  PV

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

M X  R XA .135,5  518,5.135,5  70256,8( Nmm) M Y  RYA .135,5  1755,4.135,5  237856,7( Nmm)

- 86 -

 248015,8( Nmm) M TH   M 2 X  M 2 Y    70256,82  237856,7 2

Xác định đường kính trục:

- 87 -

 32,8(mm) 248015,8 0,1.70 d  3 M TH  3 0,1.[(cid:0) ]

Số IV:

Xác định phản lực tại gối:

 R44 .28,5  Q44 .r44  0

M XA  RXB .540  RV .480  QV .rV 1091.480  520,5.42  273,3.80  572,9.28,5  1020,5( N )  540

 RXB  R44  1091  1020,5  572,9  502,4( N )

 R XB  R XA  RV 2952.480  1550.28,5  M  P .480  R .28.5  0  R  2705,8( N ) YB 540 4 YA V

 173510,8( Nmm) .540  P YB 4  RYA  P44  RYB  1550  2952  2705,8  1796,2( N )  PV Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: M X  R XB .60  1020,5.60  61230( Nmm) M Y  RYB .28,5  2705,8.28,5  162348( Nmm) M TH   M 2 X  612302   M 2 Y 1623482 

- 88 -

Xác định đường kính trục:

- 89 -

 29,2(mm)  3 173510,8 0,1.70 d  3

M TH 0,1.[(cid:0) ]

RL Ry A +Số lùi: -Tại vị trí trục sơ cấp: A PL RyB B RxB RxA 82 355

95460 Mx

2622 39

1240 00 MZ

Xác định phản lực tại gối:

M XA  RXB .437  RL .355  0

 1163,9( N )  1432,8.355 437

 1432,8  1163,9  268,9( N )

 R XB  R XA  RL  RXB 3936,5.355  3197,8( .437  P .355  0  R M  R  N ) YB 437 YA YB L

 RYA  PL  RYB  3936,5  3197,8  738,7( N )

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 305582( Nmm)

 M 2 X M X  R XB .355  95460( Nmm) M Y  RYA .355  262239( Nmm) M Z  P44 .r44  124000( Nmm) M TH  M 2 Y   M 2 Z Xác định đường kính trục:

- 90 -

d 

M TH  35,2(mm) 0,1.[(cid:0) ]

- 91 -

- Tại vị trí trục số lùi: RxB B PL 2 RL 2 A RxA

RyA 42 82 RyB

400 22 Mx

109334 MY

1791 11 MZ

Xác định phản lực tại gối:

M XA  RXB .124  RL 2 .42  0

 485,3( N )  1432,8.42 124

 R XB  R XA  RL 2  RXB  1432,8  485,3  952,9( N )

 1333,3( N )  3936,5.42 124  RYB .124  PL 2 .42  0  RYB

M YA  RYA  PL 2  RYB  3936,5  1333,3  2603,2( N )

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 213627( Nmm)

 M 2 X M X  R XA .42  40022( Nmm) M Y  RYA .42  109334( Nmm) M Z  PL 2 .rL 2  179111( Nmm)  M 2 Y  M TH  M 2 Z Xác định đường kính trục:

d 

M TH  31,3(mm) 0,1.[(cid:0) ]

- 92 -

Khi sử dụng số lùi, động cơ sử dụng không quá 50 công suất tối đa

nên chọn d = 30( mm );

- Tại vị trí trục thứ cấp:

Xác định phản lực tại gối:

 RL1 .355  0

M XA  RXB .540  RV .480  QV .rV 1091.480  520,5.42  1432,8.355  68,3( N )  540

 RXB  RL1  1091  68,3  1432,8  410,1( N )

 R XB  R XA  RV 2952.480  3936,5.355  .355  0  R M  P .480  R  3155,5( N ) YB 540 L YA V

.540  P YB 1  RYB  1958.9  2952  3155,5  5211,9( N )

 RYA  P33  PV

Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm:

 1855943( Nmm)

M X  R XA .355  145586( Nmm) M Y  RYA .355  1850225( Nmm) M TH   M 2 X  M 2 Y Xác định đường kính trục:

 64,2(mm)  3 1855943 0,1.70 d  3

M TH 0,1[(cid:0) ]

- 93 -

5.1.2.4. Tính độ cứng vững trục: Trục càng cứng vững sẽ làm tăng độ bền của bánh răng làm việc bởi vì lúc

đó các bánh răng không bị vênh. Độ cứng vững của mỗi điểm trên trục

được đặc trưng bởi độ võng và góc xoay tại điểm ấy của trục trong hai

mặt phẳng vuông góc. Đối với hộp số hai mặt phẳng này thừa nhận như

sau: Một mặt phẳng đi qua đường tâm các trục và mặt phẳng thứ hai vuông

góc với mặt phẳng trên. Độ võng và góc xoay xác định tại vị trí tâm bánh răng đang xét.

trong mặt phẳng V đi qua các đường tâm các trục và góc Độ võng f v1 , f v 2

xoay (cid:0) h1 ,(cid:0) h 2 trong các mặt phẳng H1 , H 2 thẳng góc với mặt phẳng V sẽ có ảnh

hưởng lớn đến sự làm việc của các bánh răng.

Độ võng f h1 , f h 2 trong các mặt phẳng H 1 , H 2 ít ảnh hưởng đến sự thay đổi

khoảng cách giữa các trục, còn góc xoay(cid:0) v1 ,(cid:0) v 2 trong mặt phẳng V ít ảnh hưởng

đến sự chính xác ăn khớp nên khi tính độ võng và góc xoay chỉ cần xác định

- 94 -

, (cid:0) h1 ,(cid:0) h 2 .

các trị số: f v1 , f v 2

- 95 -

Kiểm tra độ cứng vững hộp số người ta kiểm tra cho trục sơ cấp và trục

thứ cấp:

Tại điểm c: f

P.a.b(b  (độ võng) (góc xoay)

Công thức tính toán: P.a .b  2 c 3.E.I .l (cid:0)  a) c 3.E.I .l

( theo bảng IV-4 [01-tr.178] )

Hình 5.2: Sơ đồ lực minh hoạ tác dụng lên trục.

Vì trục hộp số có dạng bậc nên để đơn giản cho tính toán coi như trục có

tiết diện sơ bộ không đổi 35( mm ) cho cả hai trục (kích thước này sẽ được kiểm

nghiệm lại sau phần tính toán ổ lăn).

Kiểm tra độ võng :

I= (cid:0) .D 64 (theo [01-tr.177] ), D: Là đường kính ngoài  73624 = 3,14.35 64

của trục D=35( mm ).

+ Xác định độ võng và góc xoay trên trục sơ cấp:

-Ở vị trí số I: 0,12 1228,6.279,52.15 7,52

( mm ) f 1  3.2,1.105.437.73624  

-Ở vị trí số II:

0,09 859,8.172,52.264 ,52

( mm )  f 2 

- Ở vị trí số III:

0,006 5 3.2,1.10 .437.73624 724.135,52.301 ,52 f - Ở vị trí số IV:

- 96 -

( mm ) 3  5  3.2,1.10 .437.73624

0,004 572,9.28,52.408 ,52

( mm )  f 4 

5 3.2,1.10 .437.73624

Kiểm tra góc xoay: - Vị trí số I:

 0,0003 (rad) (cid:0)  1 1228,6.279,5.157,5.(279,5  157,5) 3.2,1.105.437.73624

-Vị trí số II:

- 97 -

  0,0002 (rad) 859,8.172,5.264,5.(264,5  172,5) 3.2,1.105.437.73624 (cid:0) 2

-Vị trí số III:

 0,0002 (rad) 724.135,5.301,5.(301,5  135,5) 3.2,1.105.437.73624 (cid:0) 3 

-Vị trí số IV:   0,0001 (rad) 572,9.408,5.28,5.(408,5  28,5) 3.2,1.105.437.73624

(cid:0) 4

+ Xác định độ võng và góc xoay trên trục thứ cấp: Theo tính chất cộng tác dụng trong sức bền vật liệu thì độ võng và

góc xoay trên trục sẽ bằng tổng đại số độ võng và góc xoay do từng tải trọng

tác dụng lên trục:

Xác định độ võng và góc xoay tại vị trí các bánh răng chạy số:

-Ở vị trí số I:

0,15 1228,6.279,52.26 0,52

( mm )  f 11 

5 3.2,1.10 .540.125600

1228,6.279,5.260,5.(279,5  260,5)  0,00004

 (rad) (cid:0)1 1 3.2,1.105.540.125600

-Ở vị trí số II:

0,08 859,8.172,52.367 ,52

( mm )  f 22 

5 3.2,1.10 .540.125600

859,8.172,5.367,5.(367,5  172,5)  0,00025

(cid:0) 22  (rad) 3.2,1.105.540.125600

- Ở vị trí số III:

0,05 724.135,52.404 ,52 f

- 98 -

( mm )  33  5 3.2,1.10 .540.125600

724.404,5.135,5.(404,5  135,5)  0,00025

(cid:0) 33  (rad) 3.2,1.105.540.125600

- Ở vị trí số IV:

0,003 572,9.28,52.511 ,52

( mm )  f 44 

5 3.2,1.10 .540.125600

- 99 -

572,9.28,5.511,5.(511,5  28,5)  0,00009

(cid:0) 44  (rad) 3.2,1.105.540.125600

  0,02 ( mm )

Xác định độ võng và góc xoay do bánh răng truyền lực chính sinh ra: 1091.602.48 0 2 f  V 3.2,1.105.540.125600

 0,0003 (rad) 1091.480.60.(480  60) (cid:0)  V 3.2,1.105.540.125600

 0,00004  0,0003  0,00026(rad )

 0,13 (mm)

f 11  f V

 0,15  0,02  0,00004  0,0003  0,00026(rad )

 0 , 06 (mm)

 0 ,02 f 22  f V

 0 ,08  0,00025  0,0003  0,00005(rad )

 0 ,03 (mm)

 0 ,02 f 33  f V

 0 ,05  0,00009  0,0003  0,00021(rad )

 0 , 01 (mm)

Theo tính chất cộng tác dụng ta có: (cid:0)11h  (cid:0)11  (cid:0)V f 11 h  (cid:0) 22 h  (cid:0) 22  (cid:0)V f 22 h  (cid:0) 33 h  (cid:0) 33  (cid:0)V f 33 h  (cid:0) 44 h  (cid:0) 44  (cid:0)V f 44 h   0 ,03  0 ,02 f 44  f V

Theo [01-tr.80] thì: Độ võng tổng cộng cho phép trong mặt phẳng đi qua

các trục không được quá 0,2( mm ); Góc xoay cho phép của các trục trong mặt

phẳng thẳng góc với mặt phẳng đi qua các trục không được quá 0,002(rad).

Các kết quả tính toán cho thấy với tiết diện như vậy trục đảm bảo

về độ cứng vững (trên đây mới là tiết diện giả định của trục, thực tế tiết

diện này sẽ trở thành tiết diện nhỏ nhất trên trục thứ cấp và sẽ được kiểm

nghiệm sau phần chọn

ổ lăn và các điều kiện lắp ráp sao cho hợp lý).

5.1.2.5. Tính toán sức bền trục: Trục hộp số tính theo uốn và xoắn, phần then hoa tính theo dập

- 100 -

và cắt.Trục chịu uốn và xoắn ứng suất tổng hợp tính theo công thức: M (N/ mm2 ) với (cid:0)  [(cid:0) ] (cid:0)  TH

0,1.d Trong 3 đó: M TH : Là mômen tổng hợp tác dụng lên trục , (N mm ). (cid:0) : Là ứng suất tổng hợp mà trục phải chịu,(N/ mm 2 ). d: Là đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm,( mm ).

- 101 -

[(cid:0) ] : Ứng suất tổng hợp cho phép: Theo [01-tr.181] thì ứng suất tổng hợp

cho phép là 50  70 (N/ mm 2 ), nghĩa là đảm bảo hệ số an toàn từ 5 đến 10 lần theo giới hạn đàn hồi, kích thước của trục thường xác định theo

cứng vững chứ không phải theo sức bền, do đó trục tưhờng có hệ

số an toàn lớn, chọn [(cid:0) ] =70(N/ mm 2 ).

M 2 u  M 2 x

Theo thuyết bền 3 thì: M TH = Với các tiết diện đã tính ở trên thì trục đủ bền.

Để đảm bảo điều kiện cho quá trình lắp ráp các chi tiết trên trục, các tiết

diện tại vị trí tâm bánh răng sẽ được chọn cho phù hợp.

5.1.2.6. Kiểm tra ứng suất dập trên then hoa lắp hai bộ đồng

tốc,lắp bánh răng của bộ truyền lực chính và moayơ ly hợp:

 + Kiểm tra ứng suất dập trên then hoa lắp bộ đồng tốc: Ứng suất dập trên then hoa tính theo công thức: 2.M d .i 0,75.z.h.l.d tb (cid:0) d

Ở đây: i : Tỷ số truyền đến trục đang tính ; i =1.

z: Số răng của then hoa. D  d ( mm d  D

2 ( mm ). dtb = 2 h: Chiều cao răng then hoa:h= ). dtb : Đường kính trung bình của then hoa

l: Chiều dài then hoa; l=40( mm ).

Theo bảng 7-26 [03-tr.147] ta chọn loại then hoa có: Đường kính trong

d=42( mm ), đường kính ngoài D= 52( mm ); Số răng z=10(răng), chiều rộng răng 52  42 52  42  47 ( mm );

b= 10(răng)  h= ); =5( mm d = t b 2

2.124000  3,5 (N/ mm 2 ) 2 (cid:0)  

- 102 -

d 0,75.10.5.40.47

+ Kiểm tra ứng suất dập trên theo hoa lắp bánh răng bộ truyền lực chính:

Cũng theo bảng 7-26 [03-tr.147] với đường kính d= 36(mm) ta được loại then

có: Đường kính trong d=36( mm ), đường kính ngoài D=45( mm ), chiều rộng răng

- 103 -

z = 10 (răng) răng b=5 45  36 = 4,5(mm ); 2

(mm), Số  40,5 ( mm ); 45  36 dtb =

M t  M d .i1  124000.3,238  401512( Nmm) . 2 Mômen tính toán:

(cid:0)  14,7 (N/ mm 2 ) 2.124000.3,23  d

 8

0,75.10.4,5.40,5. 40

Với chiều dài đoạn ăn khớp của bánh răng truyền lực chính l = 40 (mm).

+ Kiểm tra ứng suất dập trên then hoa lắp đĩa bị động ly hợp:

Theo bảng 7-26 [03-tr.147] chọn loại then hoa có: Đường kính trong

d=26( mm ), đường kính ngoài D=30( mm ), chiều rộng răng b=6 (mm), Số răng z 30  26 30  26 = 2( mm  28 ( mm ); = 6 (răng)  h= ), 2 2

 (cid:0)  19,7 (N/ mm 2 ) d = tb 2.124000 0,75.6.2.28. 50  d

).(lắp cố định,

Với chiều dài moayơ đĩa bị động l = 50 (mm). 2 Dựa vào bảng 7-22 [03-tr.142] ta chọn: [(cid:0) d ] =50 (N/ mm

sử dụng nặng).

Vậy then hoa đủ bền theo điều kiện dập. 5.1.2.7. Kiểm ta ứng suất dập của then bằng lắp bánh răng số lùi tại vị trí trục sơ cấp:

Ứng suất dập tính theo công thức:

2.M

(cid:0)  d d d.t.l Trong đó:

l: Chiều dài then, ( mm ).

d: Đường kính trục ( mm );d=40( mm

- 104 -

). t: Chiều sâu then ( mm ).

Theo bảng 7-23 [03-tr.143] với đường kính trục chọn: 40(mm ) ta được

loại then có: Chiều sâu rãnh then trên trục t = 4,5(mm ), lấy l= 22( mm ), chiều rộng then b= 12 (mm), chiều cao then h= 8 (mm).

2.M =  62,6 (N/ mm 2 ) 2.124000 40.4,5.22  d  (cid:0) d d.t.l

- 105 -

Theo bảng 7-20 [03-tr.142]: Ở chế độ tải trọng tĩnh, vật liệu thép, lắp cố

2 ), như vậy đảm bảo điều kiện bền dập.

định thì: [ (cid:0) d ]  150 (N/ mm

5.1.3. Tính toán ổ trục: Hộp số ôtô thường dùng ổ lăn. Ổ trượt chỉ dùng đối với bánh răng của số

lùi hoặc các bánh răng ăn khớp thường xuyên. Ở hộp số chính, hộp số phụ

và hộp phân phối thường dùng ổ bi hướng kính, ổ thanh lăn hình trụ

hoặc ổ thanh lăn hình côn.

Ổ bi hướng kính một dãy không những nhận lực hướng kính mà còn có

thể nhận lực chiều trục, ổ bi này lắp dễ dàng mà không cần điều chỉnh. Đa số hộp số ôtô du lịch dùng ổ bi hướng kính một dãy, trừ trường hợp ở gối đỡ trước của hộp số ba trục lắp trên trục thứ cấp (thường dùng ổ bi kim hoặc ổ thanh lăn hình trụ).

Ổ thanh lăn hình trụ sử dụng trong trường hợp khi khoảng không gian để

đặt ổ không lớn mà lực hướng kính tác dụng lên ổ khá lớn. Ổ thanh lăn hình trụ có đặc điểm chịu lực hướng kính tốt hơn so với ổ bi hướng kính cùng kích thước.

ăl n hình côn chịu lực

Ổ thanh lăn có chiều dài ngắn có thể làm việc tốt khi trục bị biến dạng. Khi sử dụng ổ thanh lăn hình trụ cần phải có bộ phận để nhận lực chiều trục. Ổ thanh lăn thường dùng ở gối đỡ trước của trục thứ cấp. Ổ thanh hướng kính và lực chiều trục lớn, nhưng quá trình sử dụng cần điều chỉnh định kỳ luôn bởi vậy ổ này ít khi dùng cho ôtô du lịch.

- 106 -

Ổ được chọn theo hệ số khả năng làm việc, làm thế nào để đảm bảo được

độ bền của ổ và kích thước bé. Trong một số trường hợp có khi để đảm bảo vấn đề lắp ghép mà phải chọn lớn lên để có thể luồn trục qua lỗ đặt của vỏ hộp số.

Ổ được đặt trực tiếp lên lỗ ở thành vỏ hộp. Vòng trong ổ bị đặt lên trục

theo kiểu lắp ghép có độ dôi loại trung gian theo hệ thống lỗ và được hãm bằng

- 107 -

nhiều êcu. Vòng ngoài được đặt lên thành vỏ theo lắp ghép trung gian theo hệ

thống trục.

Trục cần phải được cố định ở một đầu để tránh dịch chuyển theo chiều

trục, muốn thế ổ bi đặt ở một đầu trục được hãm ở thành vỏ bằng vòng hãm nằm ở vòng ngoài ổ bi, hoặc dùng vòng bi có gờ lồi ở vòng ngoài để tựa vào vỏ hộp số. Đa số trường hợp sử dụng vòng hãm để giữ cho chiều dài hộp số không lớn.

Khi tính toán ổ lăn cần xác định hệ số khả năng làm việc để chọn ổ theo

các bảng. Ổ lăn được tính ở chế độ tải trọng trung bình.

Hệ số khả năng làm việc của ổ lăn khi làm việc với tải trọng tĩnh xác định

0,3

=[ R  m( A  S1 (cid:0) S 2 ) ] .K1 .K 2 .K 3 .(ntt .h) theo công thức (IV-37) [01-tr.184]: C= Qqd .K1 .K 2 .K 3 0 , .(ntt .h) 3

Hộp số ôtô làm việc theo chế độ tải trọng thay đổi, chế độ tải

trọng này đặc trưng bằng trị số lực tác dụng lên ổ lăn, thời gian tác dụng

lực và số vòng quay làm việc. Các đại lượng nói trên đều biến đổi theo số

truyền được gài. Bởi vậy hệ số khả năng làm việc của ổ lăn C trường hợp

tải trọng thay đổi được xác định theo công thức:(công thức IV –39 [01-tr.185] ):

0,3

C= Qtd .K1 .K 2 .K 3 .(ntt .h)

Trong đó: Qqd : Lực hướng kính qui dẫn tác dụng lên ổ lăn, gồm lực hướng

kính và lực chiều trục qui dẫn về lực hướng kính, , d a N. Qtd : Lực tương đương tác dụng lên ổ lăn , d a N . ntt : Số vòng quay tính toán ở số truyền làm việc với thời gian nhiều nhất,

để đơn giản cho tính toán số vòng quay tính toán có thể chọn một giá trị bất kì.

- 108 -

3,33

Qt d (cid:0)1 .(cid:0) 1Q1 h: Thời gian làm việc nói chung, chọn h=10000(h). Lực tương đương tác dụng lên ổ lăn xác định theo công thức :  (cid:0) 2 .(cid:0) 2 .Q2  ...  (cid:0) x .(cid:0) x .Qx 3, 3 3 3, 3 3  3,3 3

Trong đó: (công thức IV–40 [01-tr.186] ) (cid:0)1 ,(cid:0) 2 ,...,(cid:0) x : Hệ số tính đến số vòng quay, hệ số này bằng tỷ số của số

ntt : vòng quay ổ lăn ở số truyền I,II,…x trên số vòng quay tính toán n1 , n2 ,..., nx

 nx ntt (cid:0)1  n1 , (cid:0) ntt n2  ,...,(cid:0) ntt

- 109 -

Q 1 , Q2 ,..., Qx : Lực hướng kính quy dẫn tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền

I,II,…x, tính theo d a N :

Q  R  m( A  S1 (cid:0) S 2 )

S 2 =1,3.R2 .tg(cid:0) S 1 =1,3.R1 .tg(cid:0)

S 1 , S 2 : Lực chiều trục sinh ra bởi lực hướng kính. (cid:0) : Góc nghiêng tính toán của con lăn , (cid:0) =16 0 .

Tỷ lệ thời gian làm việc ở các số truyền, tra theo bảng IV-5

Hình 5.3: Sơ đồ lực tác dụng lên ổ thanh lăn hình côn và ổ bi hướng kính. (cid:0) 1 , (cid:0) 2 ,...,(cid:0) x : [01-tr.187]

LOAÏI OÂTOÂ ÑIEÀU KIEÄN SÖÛDUÏNG

SOÁTRUYEÀ CHAÏ N Y TRÔ N

DU LÒCH DU LÒCH THAØNH PHOÁ

VAÄN TAÛI OÂTOÂB

- 110 -

K 1 : Hệ số tính đến vòng nào của ổ sẽ quay, vòng trong quay K 1 =1. K 2 : Hệ số tính đến tính chất của tải trọng, với ổ lăn hộp số ôtô K 2 =1. K 3 : Hệ số tính đến nhiệt độ làm việc của ổ lăn, nhiệt độ làm việc của hộp

=1.

số ôtô thường dưới 398 0 C, nên K

m: Hệ số chuyển lực chiều trục thành lực hướng kính, với hộp số ôtô dùng

ổ bi hướng kính ; m=1,5.

+ Xác định ổ trên trục sơ cấp:

- Xét ở số I:

392, 8  1,3.126,1.tg160  47(d N )  126,1  S 1 R A  R 2 XA  R 2 YA  10 2  1198,2 2 10

835,8 2 R B   228,5  S 2 R 2 XB  R 2 YB  10  1,3.228,5.tg160  85,2(d N )  2126,22 10

Q 1  228,5  1,5(58,6  47  85,2) = 259,1 (d a N ) -Xét ở số II:

R XA  R 2  R  A  1,3.148,5.tg160  55,4(d N ) 1 a

470,4 2 389, 4 R B  S  1,3.99,8.tg160  37,2(d N ) YA 10 R 2 XB  R 2 YB  10

  148,5  1408,12 S 10 2   99,8 918,4 2  10

Q 2  148,5  1,5(41  55,4  37,2) = 237,3(d a N ) - Xét ở số III:

449,5 2  142,4  S R XA  R 2  R  A  1,3.142,4.tg160  53,1(d N ) 1 a YA 10  1351,52 10

R  YB 274,5 2  607,42  66,7  S  1,3.66,7.tg160  24,9(d N ) R XB  R 2 

- 111 -

B 2 a 10 10

n1  n2  n3  3000 v/ph.

Q 3  142,4  1,5(34,5  53,1  24,9) =236,5(d a N ) Chọn n tt =3000v/ph, với trục sơ cấp (cid:0)1  (cid:0) 2  (cid:0) 3  1 Qt d  3,33 0,03.259,13,33  0,1.237,33,33   196,7 (d a N ) 0,4.236,53,33

- 112 -

Cbảng =196,7.(3000.10000) 0,3  34430

Dựa vào bảng17p [03-tr.346] chọn được ổ kí hiệu 46307

có: Cbảng = 46000

Đường kính trong; d = 35(

mm ) Đường kính ngoài; D =

80( mm ) Chiều rộng; B = 21(

mm ) Tải trọng tĩnh cho phép; Q t  2500 (d a N ) [n]: Tốc độ quay cho phép; [n] = 8000(v/ph)

+ Xác định ổ trên trục thứ cấp:

- Xét ở số I:

585,4 2  200  S R XA  R 2  R  A  1,3.200.tg160  74,6(d N ) 1 a YA 10  1911,32 10

816, 6  346,5  S 2 R B   1,3.346,5.tg160  129,2(d N ) 2  3367,2 2 10

R 2 XB  R 2 YB  10 Q 1  346,5  1,5(6,57  74,6  129,2)  254,7 (d a N ) - Xét ở số II:

R XA  R 2  R  A a

620,5 2 239, 3  1,3.153,9.tg160  57,4(d  153,9  N ) S 1  1,3.94,9.tg160  35,4(d N )  94,9  S 2 R B  YA 10 R 2 XB  R 2 YB  10

 1408,12 10 2  918,42 10

Q 2  153,9  1,5(11,03  57,4  35,4)  768,7 (d a N )

- Xét ở số III:

 1,3.183.tg160  68,2(d N ) 518,5 2 R XA  R 2  R  A YA 

 183  S  885,5 R B 10 2  3155,52 10  1755,4 2  R 2 YB 1 10 0 R 2 XB

- 113 -

 327,7  S 2

1  1,3.327,7.tg1 60  122,2(d N )

Q 3  327,7  1,5(17,5  68,2  122,2) =273 (d a N ) 1 1 1 n1 n3   ;(cid:0)  ;(cid:0)  n2 (cid:0)   1,82 ntt 2

nt t nt t 3,238 2

- 114 -

.768,7  330,5 (d a N ) 1 .254,73,33  0,1. 3,33  0,4.  3,33 0,03. Qt d 2733, 33 1 3,23 8 1 1,28 2

2 Cbảng = 330,5.(3000.10000) 0,3  57850,6

Dựa vào bảng17p [03-tr.346] chọn được ổ kí hiệu 36308

có: Cbảng = 60000 Đường kính trong; d = 40( mm ) Đường kính ngoài; D = 90(

mm ) Chiều rộng ,B = 23( mm ) Tải trọng tĩnh cho phép; Q t  2900 (d a N ) [n]: Tốc độ quay cho phép; [n] =8000(v/ph)

5.1.4.Tính toán ổ trượt: Các bánh răng trên trục sơ cấp quay trơn so với trục thông qua các ổ trượt,

(công thức IV-44 [01-tr.189] )

dùng vật liệu babit đồng, chọn chiều dày ổ; 3( mm ); Ta kiểm tra áp suất cho phép để lớp dầu bôi trơn không bị ép tan: q = Q b. d

trong đó:

q: Áp suất lên ổ trượt; N/( mm 2 ) Q: Tải trọng tác dụng lên ổ;

(N)

b: Chiều rộng ổ trượt; ( mm ) d: Đường kính trục; ( mm )

Ổ trượt lắp bánh răng số I trên trục sơ cấp có lực hướng kính và lực vòng lớn nhất và đường kính nhỏ nhất so với đường kính trục tại vị trị trí lắp các ổ trượt khác, nên chỉ cần kiểm tra tại vị trí số I trên trục sơ cấp:

 3544,2 (N) 3324,42  1228,62 Q= R 21  R 2 2 

q=  1,89 (N/ mm 2 ) 3544,2 47.40

3936,52 +Với ổ trượt lắp bánh răng trên trục số lùi:  1432,82  Q= RL 2  P 2 L 

- 115 -

4189,1 (N)

 q= 4189,1  3,17 44.30

(N/mm 2 ); Dựa vào bảng 8-36 [03-tr.214] ta chọn được loại babit có [p] =15(N/ mm 2 ).

Như vậy ổ đảm bảo điều kiện làm việc.

- 116 -

5.1.5. Bộ đồng tốc:

dụng : Sơ đồ lực tác dụng lên bộ đồng tốc được Thể hiện dưới hình trên. tác Khi ép ống 1 vào bánh răng, trên bề mặt côn sẽ có mômen ma sát M r

Q1 .(cid:0).r r M  T .(cid:0).r  sin (cid:0)

Trong đó: T : Lực thẳng góc tác dụng lên bề mặt hình côn; (cid:0) : Hệ số giữa các bề mặt hình côn;

r : Bán kính ma sát trung bình của bề mặt hình côn ; Q1 : Lực chiều trục do tay người lái sinh ra trên bề mặt hình côn;

(cid:0) : Góc bề mặt hình côn;

Khi có mômen ma sát, trên bề mặt nghiêng của răng trên vòng hãm có lực

N tác dụng: (cid:0).Q1 M r r N   . sin (cid:0).sin (cid:0) r1  . P sin (cid:0) 1 sin (cid:0) r1

Trong đó: (cid:0) : Góc bề mặt hãm;

- 117 -

r1 : Bán kính trung bình của bề mặt hãm;

- 118 -

Muốn thực hiện điều kiện đồng tốc rồi mới gài được số thì phải đảm bảo:

hay Q1  N cos (cid:0) Q1  Q

  Thay trị số N vào biểu thức trên ta được: Q1 .(cid:0) r . sin (cid:0).tg(cid:0) r 1 Q1 

Để đơn giản ta rút được:

(*) r . r1 tg(cid:0)  (cid:0) sin (cid:0)

Công thức (*) có cơ sở để chọn các thông số tốc. (cid:0) ,(cid:0) , r, r1 để thiết kế bộ đồng (cid:0)

r . sin (cid:0) r1

Theo [01-tr.199] công thức IV-48 ta có: tg(cid:0)  Chọn

r  r1 - chọn vật liệu vành côn là đồng thau: Có hệ số ma sát (cid:0)  0,12 .

  Chọn vật liệu chế tạo ống gài là théo Xêmentit. (cid:0) : Góc nghiêng mặt côn-chọn (cid:0) =10 0 (cid:0) : Góc hãm trên vành gài: (cid:0).r    0,691

tg(cid:0)  (cid:0) sin 100 0,12 sin 100 sin (cid:0).r1

nên (cid:0)  35 0

5.2. Vỏ hộp số: Vỏ hộp số có nhiệm vụ chứa trục, bánh răng, ổ, cố định vị trí tương

quan của chúng và đồng thời làm bầu chứa dầu để bôi trơn các chi tiết hộp số.

Theo kết cấu vỏ hộp số có thể có loại lắp và loại liền.

Vỏ hộp số phải đảm bảo yêu cầu trọng lượng bé, đồng thời phải có độ

cứng vững tốt để làm cho trục và ổ không bị vênh đi do các lực tác dụng sinh ra khi ôtô làm việc.

Muốn tăng độ cứng vững vỏ hộp số cần phải chọn ổ có kích thước nhỏ để

lỗ khoét ở vỏ nhỏ. Để đảm bảo độ cứng vững của vỏ thì các cửa mở ở vỏ

- 119 -

hộp phải có đường viền rộng và ở vỏ có làm các đường gân.

Muốn giảm trọng lượng, cần thiết phải giảm kích thước vỏ và chiều

dày thành vỏ.

Khi bố trí các trục làm việc chính trong mặt phẳng thẳng đứng, kích thước

của vỏ sẽ giảm đi trong mặt phẳng ngang và trọng lượng cũng giảm đi so với khi

- 120 -

bố trí các trục chính trong mặt phẳng ngang. Khi bố trí các trục trong mặt phẳng

thẳng đứng thì kích thước và khối lượng bầu chứa dầu sẽ giảm đi.

Để bôi trơn hộp số ở vỏ phải có lỗ đổ dầu, bộ phận kiểm tra mức dầu

và nút để tháo dầu cũ. Lỗ đổ dầu nên để ở vị trí tiện lợi nhất. Khi lỗ đổ dầu

đặt ở thành bên của vỏ thì nên bó trí lỗ ở ngay mức dầu cần đổ (lỗ đổ dầu

làm nhiệm

vụ của bộ phận kiểm tra ).

Lỗ đổ dầu phải bố trí ở vị trí thấp nhất của vỏ. Để tháo hết dầu thì đáy

vỏ nên có độ nghiêng.

Trên vỏ hộp số có lắp để giữ các ổ, ngoài ra chúng còn làm nhiệm vụ

là giữ không cho dầu bôi trơn chạy ra ngoài, vì vậy trên các rãnh này có các

rãnh

cuốn dầu hoặc vòng chắn dầu.

5.3. Hướng dẫn sử dụng:

5.3.1. Quy trình tháo lắp hộp số: - Quy trình tháo:

Tháo cơ cấu dẫn động tay đòn điều khiển hộp số.

Tháo các vỏ bao nửa trục liên kết với hộp số, để rút các nửa trục.

Tháo nắp đuôi hộp số. Tháo lắp hông hộp số.

Tháo cụm truyền lực chính và vi sai Tháo liên kết giữa vỏ hộp số và khung động cơ.

Tháo cụm trục và bánh răng trên trục thứ cấp hộp số.

Tháo trục số lùi.

Tháo cụm trục và bánh răng trên trục sơ cấp.

- Quy trình lắp: Quy trình lắp hộp số ngược lại với quy trình tháo.

5.3.2. Quy trình bảo dưỡng: Mặc dù hộp số được tính toán chi tiết nhưng độ bền và độ tin cậy khi

làm việc của hộp số phụ thuộc khá nhiều vào yếu tố sử dụng, để đảm bảo

điều kiện

tốt cho hộp số làm việc, đòi hỏi người sử dụng phải chú ý một số đặc điểm sau:

- Không được gài số khi chưa mở ly hợp.

- 121 -

- Không nên để hộp số làm việc quá tải trong thời gian dài.

- Thường xuyên kiểm tra chất lượng và số lượng dầu bôi trơn (đảm

bảo đúng mức dầu bôi trơn) của hộp số. Sử dụng đúng chủng loại dầu bôi trơn.

- 122 -

- Thực hiện chế độ bảo dưỡng kỹ thuật thường xuyên. - Trước khi tiến hành sửa chữa cần thiết phải thông qua khâu

chẩn đoán kỹ thuật, tìm ra hỏng hóc nhanh chóng và giảm số lần tháo lắp.

- Khi gài số lùi cần đảm bảo nhẹ nhàng, êm dịu (vì ở vị trí số

lùi không có bộ đồng tốc ) tránh va đập gây hư hỏng bánh răng.

5.3.3. Các hư hỏng và cách khắc khắc phục: Trong quá trình làm việc, hộp số sẽ biểu hiện những hư hỏng: Những hư hỏng này có thể do: Kết cấu, do công nghệ, do chế độ vận hành, do chi tiết bị già cỗi. :

Một số nguyên nhân: + Gài số khó: Do cần gạt bị mòn, bộ đồng tốc bị dính trên trục, ly hợp

không mở hay do bánh răng quá mòn.

thế.

Khắc phục: Kiểm tra mức độ hư hỏng của các chi tiết liên quan và thay + Hộp số gài hai số một lúc hay tự nhả số: Do cơ cấu định vị bị hư hỏng,

do lò xo bị dão, bi định vị bị mòn.

Khắc phục: Thay thế lò xo, bi định vị, đảm bảo chế độ bôi trơn.

+ Hộp số làm việc có tiếng ồn: Do ổ bi quá mòn, bánh răng bị mòn

không đảm bảo điều kiện ăn khớp, bộ đồng tốc lắp lỏng trên trục, dầu bôi

trơn không đảm bảo.

Khắc phục: Xác định mức độ hư hỏng và thay thế.

+ Hộp số chảy dầu: Do mức dầu quá cao, vỏ hộp bị nứt, vòng chắn

dầu không đảm bảo.

Khắc phục: Hạ thấp mức dầu, hàn vết nứt, thay thế vòng chắn dầu.

5.4. Quy trình gia công trục: Trục là chi tiết sử dụng phổ biến. Chúng có bề mặt cần gia công cơ bản

là mặt tròn xoay ngoài. Những bề mặt này thường là bề mặt lắp ghép.

Trong hộp số ôtô trục có nhiệm vụ truyền có nhiệm vụ truyền

chuyển động quay, mômen xoắn chịu biến dạng phức tạp theo uốn và

xoắn.

Trục có dạng đặc với nhiều bậc, trên trục có gia công then hoa, ren.

- 123 -

Vật liệu chế tạo trục là thép 40Cr. Phôi sử dụng là loại cán nóng,

phôi có tiết diện ngang hình tròn.

- 124 -

+ Quy trình công nghệ gia công trục: Với trục chế tạo, yêu cầu về độ đồng tâm giữa các cổ trục là rất quan

trọng, để đảm bảo yêu cầu này khi gia công trục cần phải có chuẩn tinh thống nhất.

Chuẩn tinh thống nhất là hai lỗ tâm ở đầu trục.

Hình 5.4: Sơ đồ gá trục trên hai mũi tâm.

Việc chế tạo gồm các bước:

- Gia công chuẩn bị: Cắt đứt phôi theo kích thước chiều dài. Khoá hai

mặt đầu và khoan hai lỗ tâm.

- Gia công trước nhiệt luyện: Để nâng cao cơ tính thì trục phải được nhiệt

luyện, trước khi nhiệt luyện phải tiến hành gia công thô và bán tinh tất cả các bề

mặt để đảm bảo độ thấm tôi tốt và đồng đều. Các nguyên công trước nhiệt luyện bao gồm:

Tiện thô và bán tinh trên máy tiện.

Tiện tinh các mặt trụ.

Mài thô một số cổ trục để làm chuẩn phụ khi phay.

Gia công ren và then hoa trên trục.

- Nhiệt luyện: Nhiệt luyện toàn bộ trục bằng dòng điện cao tần. - Nắn thẳng sau khi nhiệt luyện để khắc phục biến dạng.

- Gia công tinh sau nhiệt luyện:

Mài thô và tinh các cổ

trục. Đánh bóng.

Tiện trục thì dụng cụ cắt đóng vai trò quan trọng: Dụng cụ cắt được

chọn theo kết cấu của bề mặt gia công, độ chính xác và năng xuất yêu cầu.

Loại dao sử dụng trong quá trình tiện được được chế tạo từ thép hợp

kim cứng T15K6. Sử dụng dầu làm dung dịch trơn nguội.

- 125 - Xác định và tính toán lượng dư trung gian: Đây là một trong những nhiệm

vụ quan trọng khi chế tạo trục. Lượng dư gia công là lớp kim loại được hớt đi ở mỗi bước hay mỗi nguyên công. Lượng dư quá lớn sẽ tốn vật liệu, tiêu hao lao

- 126 -

động để gia công nhiều, tốn năng lượng điện, dụng cụ cắt…Nếu lượng dư

quá nhỏ sẽ không đủ để hớt đi các sai lệch của phôi biến thành các chi tiết

hoàn thiện.

Ta sử dụng phương pháp thống kê kinh nghiệm để xác định lượng dư.

Phương pháp này được dùng phổ biến, lượng dư được xác định bằng tổng

giá trị lượng dư các bước gia công theo kinh nghiệm.

Xác định chế độ cắt:

Hình 5.5: Sơ đồ bố trí dao khi tiện nhiều dao.

Xác định chế độ cắt là một trong những nhiệm vụ quan trọng ảnh hưởng

lớn đến chất lượng bề mặt gia công, độ chính xác gia công, năng xuất gia công.

- Chiều sâu cắt (t): Là chiều dày lớp kim loại bị bóc đi sau khi

một lần chạy dao theo phương vuông góc với bề mặt gia công. Chiều sâu

cắt ảnh hưởng đến năng suất gia công và độ bền của dao, sự rung động

của máy,công suất yêu cầu. Khi gia công thô chọn chiều sâu cắt t = 3(mm).

Khi chuẩn bị đến giai đoạn

gia công tinh thì chọn t = 0,5(mm).

- Lượng chạy dao (s): Là khoảng di chuyển của lưỡi cắt trên mặt gia

công khi vật gia công quay được một vòng. Lượng chạy dao ảnh hưởng đến

độ trơn láng của bề mặt gia công. Khi gia công thô chọn s = 0,5(mm/vg).

Khi gia công

tinh chọn s = 0,1(mm/vg).

- Tốc độ cắt: Là khoảng di chuyển tương đối giữa lưỡi cắt với mặt

chưa gia công của chi tiết trong một phút, mm/ph.

Tốc độ cắt ảnh hưởng lớn đến độ bóng bề mặt, tốc độ cắt phải chọn

- 127 -

tương đối cao. Nhưng nếu quá cao với vật liệu chế tạo trục cứng sẽ dễ

hỏng dao, phát sinh nhiệt lớn ảnh hưởng đến độ chính xác bề mặt chi tiết.

Chọn tốc độ làm việc của trục chính là n =1000v/ph. Từ đó suy ra được tốc

độ cắt, ví dụ tại bậc trục có đường kính D = 50(mm):

- 128 -

3,14.50.100 v=   157(mm/ph). 1000 (cid:0) .D.n 100 0

Sau khi tiện các bề mặt tiến hành tiện rãnh. Trục sử dụng có độ

chính xác cao nên sau khi tiện thô và bán tinh cần để lại một lượng dư 1 

1,5(mm) để nhiệt luyện và mài. Trong quá trình tiện sử dụng nhiều dao tiện

gá trên bàn dao.

Khi tiện xong các mặt trụ của trục tiến hành phay then hoa. Phay then

hoa được thực hiện qua hai lần. Đầu tiên phay đường kính, sau đó phay tinh

lại mặt bên then hoa bằng dao phay mặt đầu có gắn mảnh hợp kim cứng.

Sau đó tiến hành tiện ren, ren kiểu tam giác dùng để hãm, dùng dao tiện

ren một lưỡi trên

máy tiện .

Trục chế tạo có nhiều bề mặt cần độ chính xác và độ nhẵn bóng cao, sau

khi nhiệt luyện tiến hành mài. Mài được tiến hành theo hai nguyên công mài thô và mài tinh. Sử dụng máy mài tròn ngoài để mài, trục được định vị bằng

hai lỗ tâm gá trên hai mũi tâm. Độ chính xác của cổ trục sau khi mài phụ

thuộc vào độ chính xác của các lỗ tâm và các mũi tâm. Vì vậy trước nguyên

công mài tinh phải sửa lỗ tâm để loại bỏ những sai hỏng bề mặt lỗ tâm do

bị ôxi hoá hay cháy trong quá trình nhiệt luyện.

Hình 5.6: Sơ đồ mài mặt trụ ngoài trên máy mài tròn ngoài.

Rãnh then bán nguyệt được gia công trên máy phay nằm ngang với

dao phay đĩa, trục được gá trên hai mũi chống tâm.

- 129 -

Hình 5.7: Sơ đồ phay then hoa.

- 130 -

TÀI LIỆU THAM KHẢO

01.Nguyễn Hữu Cẩn-Phan Đình Kiên Kết cấu và tính toán ôtô máy kéo

Nhà xuất bản giáo dục-1996

02.Nguyễn Hữu Cẩn-Dư Quốc Thịnh Phạm Minh Thái-Nguyễn Văn Tài-Lê Thị Vàng

Lý thuyết ôtô máy kéo

Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật-2000 03.Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

Thiết kế chi tiết máy

Nhà xuất bản giáo dục-1998 04.Nguyễn Oanh

Khung gầm bệ

Nhà xuất bản tổng hợp thành phố HỒ CHÍ MINH-2004 05.Nguyễn Khắc Trai

Cấu tạo hệ thống truyền lực ôtô con

Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật-1999 06.Trần Hữu Quế Vẽ kỹ thuật cơ khí

Nhà xuất bản giáo dục-2004 07.Tường Đại Học Thủy Sản Giáo trình dung sai lắp ghép

08.Nguyễn Văn Ba-Lê Trí Dũng Sức bền vật liệu

Nhà xuất bản nông nghiệp TP.HỒ CHÍ MINH-1998

09.Phạm Hùng Thắng Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi tiết máy

Nhà xuất bản nông nghiệp 1995

- 131 -

KẾT LUẬN

Hộp số hai trục truyền động cơ khí với 4 số tiến một số lùi, được thiết

kế dựa trên những ưu điểm của một số loại ̣hộp số đang được sử dụng hiện nay. Về kết cấu, vật liệu chế tạo cũng như quy trình đi số cơ bản giống như

các loại hộp số đang được sử dụng trên thị trường. Hộp số được trang bị bộ

đồng tốc loại quán tính để đảm bảo gài số êm dịu, không gây va đập gây

vỡ bánh răng khi gài

số. Bánh răng hộp số sử dụng là bánh răng nghiêng với ưu điểm êm dịu

khi ăn khớp. Sử dụng cụm bánh răng lồng không trên trục giảm được mức

độ phức tạp trong quá trình tháo lắp nhưng vẫn đảm bảo được độ đồng

tâm và sự ăn khớp giữa các bánh răng.

Hộp số cơ khí ngày nay tuy đã được cải tiến rất nhiều nhưng vẫn

còn nhiều nhược điểm do kết cấu công nghệ, không thể đáp ứng được đầy

đủ yêu cầu mong muốn của người sử dụng. Các nhược điểm như: kích

thước lớn, tỷ số truyền bị giới hạn, tốn thời gian cài số…Hộp số thiết kế

đã cố gắng khắc phục phần nào những nhược điểm trên, nhưng cũng chỉ ở

một mức độ nhất định.

Với mục đích của đề tài giúp hiểu sâu về hộp số cơ khí, khả năng gia

gia công các chi tiết lựa chọn bố trí trong hộp số…Từ đó có thể giúp cho quá trình bảo dưỡng, sửa chũa một cách tốt nhất .

Đề tài được hoàn thành về cơ bản đã hoàn thành được nhiệm vụ.

yêu cầu của quá trình thiết kế. Nhưng do kiến thức còn hạn chế không thể

tránh khỏi những sai sót em rất mong được các thầy và các bạn góp ý.

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ nhiệt tình của

thầy giáo hướng dẫn Nguyễn Quốc Hiệp cùng các thầy trong bộ môn đã

giúp em hoàn thành đồ án này.

- 132 -

NHẬN XÉT CỦA CÁN BỘ HƯỚNG DẪN

Họ và tên sinh viên: Ngô Như Vịnh. Lớp: 44DLOT MSSV: 44D1154

Ngành: Cơ khí động lực. Tên đồ án tốt nghiệp: Thiết kế hộp số truyền động cơ khí, hai trục, 4 số tiến

và một số lùi cho xe du lịch 4 chỗ ngồi.

NHẬN XÉT CỦA CÁN BỘ HƯỚNG DẪN

........................................................................................................................... .....

........................................................................................................................... ..... ........................................................................................................................... ..... ............................................................................................................................

.... Kết

luận:.................................................................................................................. ........................................................................................................................... ..... ........................................................................................................................... .....

- 133 -

Nha trang, ngày…..tháng…..năm 2006 Cán bộ hướng dẫn

(ký và ghi rõ họ tên)

Luận văn: thiết kế hộp số truyền động cơ khí



Luận văn tốt nghiệp Đề tài: “Thiết kế hộp số truyền động cơ khí”

Tài liệu liên quan

Có thể bạn quan tâm

Tóm tắt Luận án Tiến sĩ: Cải thiện quá trình cháy động cơ xe gắn máy nhờ bổ sung HHO

Đồ án môn học: Động cơ xăng GDI

Đồ án môn học: Tính toán và thiết kế hệ thống điện mặt trời áp mái độc lập công suất 4.5kW cho hộ gia đình ở BìnhThuận

Đồ án tốt nghiệp: Tìm hiểu và xây dựng Atlas kết cấu động cơ đốt trong phục vụ công tác giảng dạy tại khoa Cơ khí động lực Đại học Nam Cần Thơ

Đồ án tốt nghiệp: Năng lượng mới sử dụng trên ô tô

Đồ án tốt nghiệp: Nghiên cứu hộp số tự động vô cấp CVT

Đồ án tốt nghiệp: Mô hình hệ thống chắn tàu ứng dụng năng lượng mặt trời

Tóm tắt luận án Tiến sĩ: Nghiên cứu phát triển thiết bị tách dầu ra khỏi nước bằng phương pháp ly tâm

Tóm tắt luận án Tiến sĩ: Nghiên cứu giám sát rung động trên động cơ diesel tàu biển

Tóm tắt luận án Tiến sĩ: Nghiên cứu ảnh hưởng của hỗn hợp dầu thực vật - diesel đến phun nhiên liệu, tạo hỗn hợp, cháy và tính năng của động cơ diesel tàu thủy

Tóm tắt luận án Tiến sĩ: Nghiên cứu hệ thống điều khiển phi tuyến bền vững cho cần trục container đặt trên phao nổi

Câu hỏi ôn tập môn Công nghệ chẩn đoán sửa chữa và kiểm định ô tô

Đồ án tốt nghiệp Cơ khí động lực: Đồ án tốt nghiệp xây dựng quy trình kiểm tra, bảo dưỡng và sửa chữa hệ thống treo Honda CRV 1.5L 2018

Đề thi học kì 2 môn Công nghệ công nghiệp lớp 11 năm 2024-2025 -Trường THPT Thị xã Quảng Trị

Đề thi giữa học kì 2 môn Công nghệ lớp 11 năm 2023-2024 - Trường THPT Chuyên Lê Qúy Đôn, Điện Biên

Bài giảng Kinh tế xây dựng: Chương 5 - PGS.TS. Lương Đức Long và TS. Trần Đức Học

Bài giảng Kết cấu bê tông ứng lực trước: Chương 6 - Hồ Hữu Chỉnh

Mẫu Mẫu dấu thẩm duyệt thiết kế về phòng cháy và chữa cháy - Mẫu số PC08

Đề thi giữa học kì 2 môn Công nghệ lớp 11 năm 2024-2025 - Trường THPT Đỗ Đăng Tuyển, Quảng Nam

Đề thi thử tốt nghiệp THPT môn Công nghệ công nghiệp năm 2025 có đáp án - Trường THCS-THPT Suối Nho

Tài liêu mới

Bài tập lớn: Tính toán sức kéo xe con

Bài tập lớn: Thiết kế tuyến dây chuyền tổng lắp ô tô tải sát-xi 2,5 tấn

Bài tập lớn: Thiết kế động cơ - nén khí

Báo cáo đồ án: Thiết kế máy nghiền thức ăn chăn nuôi năng suất 100 kg/h

Báo cáo chuyên đề: Thiết kế quy trình công nghệ gia công chi tiết

Báo cáo môn học: Tìm hiểu về thư viện số và ứng dụng

Báo cáo môn học: Thiết kế mạch khuếch đại âm tần

Bài tập lớn: Nồi hơi - tua bin hơi tàu thủy

Bài tập lớn: Tìm hiểu về bộ nghịch lưu điều khiển bằng vector không gian (SVPWM)

Bài tập lớn: Thiết kế hệ thống cung cấp điện cho khu đô thị Kiến Hưng

Đồ án tốt nghiệp: Tính toán, thiết kế mô phỏng và thi công mô hình xe điện hỗ trợ vận chuyển hàng hóa

Đồ án tốt nghiệp: Thiết kế nhà máy sản xuất kính tấm và kính cường lực năng suất 150000 tấn/năm

Đồ án môn học: Thiết kế và chế tạo đồng hồ thời gian thực

Đồ án tốt nghiệp: Thiết kế cung cấp điện cho một chung cư cao tầng bài 10C STT48

Báo cáo đồ án: Thiết kế hệ thống điện tử công suất ứng dụng trong truyền động điện

AI tóm tắt

Giới thiệu tài liệu

Đối tượng sử dụng

Từ khoá chính

Nội dung tóm tắt

Giới thiệu

Về chúng tôi

Việc làm

Quảng cáo

Liên hệ

Chính sách

Thoả thuận sử dụng

Chính sách bảo mật

Chính sách hoàn tiền

DMCA

Hỗ trợ

Hướng dẫn sử dụng

Đăng ký tài khoản VIP

093 303 0098

support@tailieu.vn

Phương thức thanh toán

Theo dõi chúng tôi

Facebook

Youtube

TikTok