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

.111    mZZ ( mm ) Tính cho trục số lùi: Số lùi sử dụng trong điều kiện tốc độ thấp nên ta sử dụng kiểu bánh răng thẳng không sử dụng bộ đồng tốc. Gọi: Z L : Số răng bánh răng số lùi trên trục sơ cấp. Z 1L : Số răng của bánh răng số lùi trên trục thứ cấp. Z 2L : Số răng của bánh răng số lùi trên trục số lùi (bánh răng trung gian). Bánh răng ZLvà bánh răng Z 1L không ăn khớp trực tiếp mà thông qua bánh răng trung gian trên trục số lùi. Sơ bộ chọn số răng của bánh răng trung gian(Z 2L ) : 18 (răng). Ta có i L = 34,31  L L Z Z Z 6018.340,3.1  LLL Zi (răng) Chọn số răng của bánh răng trung gian Z 262L (răng) Tỷ số truyền được tính chính xác là: i L 333,318 60  Khoảng cách giữa trục sơ cấp và trục số lùi: A     25,68 2 5,3.1821 2 .2    mZZ L SL )(mm Khoảng cách giữa trục thứ cấp và trục số lùi: - 35 - A     5,150 2 5,3.6026 2 5,3.21  LLTL ZZ )(mm 5.1.1.3. Tính bánh răng: Bánh răng hộp số ô tô tính toán theo uốn và theo tiếp xúc. * Tính theo uốn: Khi tính toán bánh răng hộp số ô tô ta cần mômen tính toán của động cơ M d truyền suống bánh răng để tính. khi tính toán bánh răng hộp số ô tô, mômen tính toán của động cơ bằng mômen quay động cơ M maxe . Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của bánh răng xác định trên cơ sở công thức LEWIS: 24,0. .. ymb p u  [N/mm 2 ] [01-tr.154] (công thức IV-19) Trong đó: p: Lực vòng tác dụng lên bánh răng tại tâm ăn khớp )(N . b: Chiều rộng bánh răng )(mm . y: Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng tương đương: Z td = 3cos Z , (Z:số răng thực tế). Điều kiện tính toán: ][ uu   , ][ u là ứng suất uốn cho phép của bánh răng, theo [01-tr.156] thì ứng suất uốn của bánh răng trụ răng nghiêng ôtô du lịch trong khoảng: 350180  (N/mm 2 ). Theo tài liệu: [09-tr.60]. Khi bánh răng quay một chiều, ứng suất trong răng sẽ thay đổi mạch động:        Kn K N u . .6,6,14,1 ''1 Trong đó: 1 : Là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, được xác định theo công thức sau: 1 b)45,04,0(  . n : Hệ số bền dự chữ, với bánh răng chế tạo từ thép tôi n 28,1  sơ bộ chọn n 1,8. Với thép 40Cr tôi, sơ bộ chọn b 800 (N/mm 2). K : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, sơ bộ chọn K 1,2. K’’ N : Hệ số chu kỳ ứng suất, sơ bộ chọn K ’’ N 1. Vậy ứng suất uốn cho phép được tính: - 36 -    2,1.8,1 1.900.45,0.6,1 u 300(N/mm 2). +Tính cặp bánh răng 1-11: Z 1 = 21 (răng); Z 11 = 68 (răng); m =3,5 M 1 = 124 (Nm); M 11 = M 1 5,38596,0.238,3.124.. 1 hi (Nm) Bán kính vòng chia: r 3,37 10cos.2 21.5,3 cos.2 0 1 1   mZ ( mm ) r 8,120 10cos.2 68.5,3 cos.2 . 0 11 11   Zm ( mm ) Lực vòng: P 4,3324 3,37 124000 1 1 1  r M (N) P 2,3191 8,120 385500 11 11 11  r M (N) Z 22 cos 21 cos 33 1 1   Z td (răng)  11,01 y Z 71 10cos 68 cos 033 11 11   Z td (răng)  154,011 y Với 17,0A  b = 0,17A; chọn chiều rộng các bánh răng như nhau, ta có:b=158,2 2717,0  ( mm ).  11u   11 1 1 .. 24,0. ymb P u )/(75,7611,0.5,3.27 24,0.4,3324 2mmN  [ ]u +Tính cặp bánh răng 2-22: Z 302 (răng); Z 6022 (răng); m = 3,5 M )(1242 Nm ; M  ..124 222 hi 124 )(1,23896,0.2. Nm Bán kính vòng chia: r )(3,53 10cos.2 30.5,3 cos.2 . 0 2 2 mm Zm   r 6,106 10cos.2 60.5,3 cos.2 . 0 22 22   Zm ( mm ) Lực vòng: - 37 - P 5,2326 3,53 124000 2 2 2  r M ( mm ) P 6.2233 6,106 238100 22 22 22  r M ( mm ) Z 63 10cos 30 cos 033 2 2   Z td (răng) 123,02  y Z rZtd (6310cos 60 cos 033 22 22   ăng) 151,022  y 04,48 123,0.5,3.27 24,0.5,2326 .. 24,0. 2 2 2  ymb P u (N/ mm 2 ) < ][ u +Tính cặp bánh răng: 3-33: Z 393 (răng); Z (5033 răng); m = 3,5 M 1243 (Nm); M 6,15296,0.282,1.124..124 333  hi (N m ) Bán kính vòng chia: r 3,63 10cos.2 39.5,3 cos.2 . 0 3 3   Zm ( mm ) 9,88 10cos.2 50.5,3 cos.2 . 0 33 33   Zm r ( mm ) Lực vòng: P 9,1958 3,63 124000 3 3 3  r M (N) P 5,1716 9,88 152600 33 33 33  r M (N) Z 41 10cos 39 cos 033 3 3   Z td (răng) 137,0 y Z 52 10cos 50 cos 033 33 33   Z (răng) 146,033  y 3,36 137,0.5,3.27 24,0.9,1958 .. 24,0. 3 3 333  ymb P uu  (N/ mm 2 )  [ ]u +Tính cặp bánh răng 4-44: Z 45444  Z (răng); m = 3,5; M N(1244 m ); M ..124 444 hi =124 11996,0.1.  (N m ) Bán kính vòng chia: r 80 10cos.2 45.5,3 cos.2 . 0 4 444   Zmr ( mm ) - 38 - Lực vòng: P 1550 80 124000 4 4 4  r M (N);P 148750 80 119000 44 44 44  r M (N) 5,27 143,50,3.27 24,0.1550 .. 24,0. 4 4 444  ymb P  (N/ mm 2 )<[ ]u + Tính cho cặp bánh răng số lùi: -Cặp bánh răng Z 2LL Z : Z 18L (răng); Z 2L 26 (răng); 114,0;104,0 2  LL yy ; (m=3,5) M 124L (Nm); M 4,17196,0.44,1.124..124 22  LLL i (N m ) Bán kính vòng chia: 5,45 2 5,3.26 2 . 2 2  L L Zmr ( mm ) Lực vòng: P 5,3936 5,31 124000  l L L r M (N) P 4,3767 5,45 171400 2 2 2  l L L r M (N) 1,108 104,0.24.5,3 24,0.5,3936 .. 24,0. 2  L L uLuL ybm P  (N/ mm 2 )< ][ u -Cặp bánh răng Z :21 LL Z Z 262L (răng); Z 601L (răng) ; m=3,5 M 1192L ( N m ); M 8,38096,0.333,3.119.. 2121  LLLL iM ( N m ) Bán kính vòng chia: r 452L ( mm ); r 1052 60.5,3 2 . 1 1  L L Zm ( mm ) Lực vòng: 4,3767 5,45 171400 2 2 2  L L L r MP (N) 7,3626 105 380800 1 1 1  L L L r MP (N) y 114,02L ; y 15,01L  21 LuL   114,0.24.5,3 24,0.4,3767 .. 24,0. 2 2 L L ybm P 94,4(N/ mm 2 ) < [ ]u - 39 - Với các cặp bánh răng tiêu chuẩn, đường kính vòng chia trùng với đường kính vòng lăn. dc = dci Khe hở hướng tâm: C = 0,25.m Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.m De2 = dc2 + 2.m Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2.m – 2.C Di2 = dc2 - 2.m – 2.C Các thông số kỹ thuật của bánh răng thiết kế được xác định trong bảng sau: Soá raêng Moâñun ÑK.Voøng chia ÑK.Voøng ñænh ÑK.Voøng chaân Chieàu roäng Khe hôû höôùng taâm Chieàu cao ñaàu raêng Chieàu cao raêng Thoâng soá Baùnh raêng * Tính theo tiếp xúc: Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc tại tâm ăn khớp, ứng suất tiếp xúc được xác địng theo công thức HERT:        21 11. cos. .418,0   b EP tx (N/ mm 2 ) (theo [01-tr.158] công thức IV-26). Trong đó: - 40 - P : Lực vòng (N). E : Mô đun đàn hồi, E=2,1.10 5 . B : Chiều rộng bánh răng ,(mm ).  : Góc ăn khớp;  =20 0 2,1  : Bán kính cong của bề mặt răng chủ động và thụ động tại điểm tiếp xúc (mm ). ][ tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/ mm 2 ), theo [01-tr.159] thì: Với số I và số lùi [ 1000950] tx (N/ mm 2 ); đối với các số cao: [ 700650] tx (N/ mm 2 ) Đối với ôtô lực vòng P tác dụng lên bánh răng được tính từ mômen tính toán của động cơ M tt truyền suống, thường trung bình ô tô chỉ sử dụng một nửa M maxe của động cơ, vì thế để đơn giản coi M tt = 0,5 M maxe truyền suống bánh răng để tính: P= r M r M ett .2 max + Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số I: 2,13 10cos 20sin.3,37 cos sin. 2211     r ][)/(3,488 6,42 1 2,13 1 94,0.27.2 10.1,2.4,3324.418,0 )(6,42 10cos 20sin.0,120 cos sin. 2 5 221111 txtx mmN mmr             + Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số II: )(8,18 10cos 20sin.3,53 cos sin. 2222 mmr     ][)/(3,336 6,37 1 8,18 1 94,0.27.2 10.1,2.5,2326.418,0 )(6,37 10cos 20sin.5,106 cos sin. 2 5 222222 txtx mmN mmr             + Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số III: - 41 - )(3,22 10cos 20sin.3,63 cos sin. 2233 mmr     ][)/(5,329 4,31 1 3,22 1 94,0.27.2 10.1,2.5,2326.418,0 )(4,31 10cos 20sin.9,88 cos sin. 2 5 223333 txtx mmN mmr             +Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số IV: )(2,28 10cos 20sin.80 cos sin. 2244 mmr     ][)/(4,280 5,28 1 5,28 1 94,0.27.2 10.1,2.1550.418,0 )(2,28 10cos 20sin.80 cos sin. 2 5 224444 txtx mmN mmr             +Kiểm nghiệm cặp bánh răng ở số lùi: Cặp bánh răng 2, LL ZZ : )(6,1520sin.5,45sin. )(8,1020sin.5,31sin. 0 22 0 mmr mmr LL LL     ][)/(2,708 6,15 1 8,10 1 94,0.24.2 10.1,2.5,3936.418,0 2 5 txtx mmN         5.1.2.Trục hộp số: 5.1.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40Cr. Tôi cao tần để tăng cơ tính. 5.1.2.2. Kết cấu trục: + Trục sơ cấp: Trục sơ cấp hộp số được chế tạo riêng, Bánh răng trên trục sơ cấp ăn khớp thường xuyên với bánh răng trên trục thứ cấp, do đó bánh răng này coi như không có tải trọng và lắp với trục bằng các ổ trượt, các bánh răng cố định còn trục quay trơn so với bánh răng, trên trục lắp hai bộ đồng tốc để dễ cài số và giảm va đập, bộ đồng tốc lắp then hoa trên trục. Trục được đặt trên hai gối đỡ là hai ổ bi hướng kính đỡ chặn, ổ bi định vị trong vỏ hộp nhờ vòng hãm (tránh hiện tượng dịch chuyển theo chiều trục ). Trên trục có rãnh then bằng để lắp bánh răng số lùi tại vị trí trục sơ cấp, các bánh răng trên trục có lỗ khoan để đảm bảo bôi - 42 - trơn cho ổ trượt , để đảm bảo cho các bánh răng không bị xô về một phía do tải trọng dọc trục và các dao động khác sinh ra trong quá trình làm việc thì trên trục có vành ngăn cách và các vòng chặn. + Trục thứ cấp: Trục thứ cấp liên kết với bánh răng hộp số bằng then bán nguyệt. Trục được đặt trên hai ổ bi hướng kính đỡ chặn và được định vị trong vỏ nhờ vòng hãm. Các bánh răng trên trục sơ cấp ăn khớp thường xuyên với các 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=  4321 bbbb BĐT 1+BĐT 2 + LbCaaaa  .44321 Trong đó: ib : Chiều rộng của bánh răng thứ i ; 27 (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, 20( mm ). 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 II 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 Lbe  21 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 ). 2e : 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: - 43 - 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 lực chính còn lại là 480(mm) do đó chiều dài sơ bộ trục thứ cấp Ltc=60+480=540(mm). 5.1.2.3. Xác định phản lực tại gối và đường kính tại tiết diện nguy hiểm: 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: Q1P1 R1 Mx MY MZ A B 131639 124000 334877 279,5 157,5 RyB RxBRxA RyA - 44 - Xác định phản lực tại gối: )(2,11982,21264,3324 )(2,2126 437 5,279.4,332405,279.437. )(8,3928,8356,1228 )(8,835 437 5,279.6,12283,37.2,586 05,279..437. 1 1 1 111 NRPR NRPRM NRRR NR RrQRM YBYA YBYBYA XBXA XB XBXA        Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(380588 )(124000. )(3348775,279. )(1316395,157. 222 11 NmmMMMM NmmrPM NmmRM NmmRM ZYXTH Z YAY XBX     Xác đường kính trục: d )(9,37 ].[1,0 mmM TH   Số II: RyA RxA MZ MY Mx RyB RxBP2 R2 R2 A B 102996 124000 242917 172,5 264,5 - 45 - Xác định phản lực tại gối: )(1,14084,9185,2326 )(4,918 437 5,172.5,232605,172.437. )(4,4704,3898,859 )(4,389 437 5,172.8,8593,53.2,410 05,172..437. 2 2 2 222 NRPR NRPRM NRRR NR RrQRM YBYA YBYBYA XBXA XB XBXA        Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(291535 )(124000. )(2429175,172. )(1029965,264. 222 22 NmmMMMM NmmrPM NmmRM NmmRM ZYXTH Z YAY XBX     Xác định đường kính trục: d )(7,34 ].[1,0 mmM TH   Số III: RxA MZ MY Mx RxB RyB Q3 R3 P3 A B 82762 183131 124000 135,5 301,5 - 46 - Xác định phản lực tại gối: )(5,13514,6079,1958 )(4,607 437 5,135.9,195805,135.437. )(5,4495,274724 )(5,274 437 5,135.7243,63.4,345 05,135..437. 3 3 3 333 NRPR NRPRM NRRR NR RrQRM YBYA YBYBYA XBXA XB XBXA        Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(236141 )(124000. )1831315,135. )(827625,301. 222 33 NmmMMMM NmmrPM NmmRM NmmRM ZYXTH Z YAY XBX     Xác định đường kính trục: d )(3,32 ].[1,0 mmM TH   Số IV: RxA Mx MZ MY RyB RxBQ4 R4 P4 B A 35703 41239 124000 25,5 408,5 RyA Xác định phản lực tại gối: - 47 - RyA Rv 279,5 480RxA 179746,5 973917,8 167514 MY 60 MX 30330 R11 Qv RxB Pv Q11 P11 RyB )(9,14481,1011550 )(1,101 437 5,28.155005,28.437. )(5,4854,879,572 )(4,87 437 5,28.9,57280.3,273 05,28..437. 4 4 4 444 NRPR NRPRM NRRR NR RrQRM YBYA YBYBYA XBXA XB XBXA        Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(135486 )(124000. )412995,28. )(357035,408. 222 44 NmmMMMM NmmrPM NmmRM NmmRM ZYXTH Z YAY XBX     Xác định đường kính trục: d )(8,26 ].[1,0 mmM TH   +Trục thứ cấp: Số I: - 48 - Xác định phản lực tại gối: )(5,34849,279129524,3324 )(9,2791 540 5,279.4,3324480.295205,279.540.480. )(1,6436,12285,5051091 )(5,505 540 5,279.6,12288,120.2,58642.5,520480.1091 0.5,279..480.540. 11 11 11 111111 NRPPR NRPRPM NRRRR NR rQRrQRRM YBVYA YBYBVYA XBVXA XB VVVXBXA          Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(9,9903658,9739175,179746 )(401588. )(8,9739175,279.5,34845,279. )(5,1797465,279.1,6435,279. 2222 1111 NmmMMM NmmrPM mmRM NmmRM YXTH Z YAY XAX     Xác định đường kính trục: d )(1,52 70.1,0 9,990365 ].[1,0 33 mmM TH   Số II: - 49 - Xác định phản lực tại gối: )(3,19112,336729525,2326 )(2,3367 540 5,172.5,2326480.295205,172.540.480. )(4,5858,8596,8161091 )(6,816 540 5,172.8,8596,106.2,41042.5,520480.1091 0.5,172..480.540. 22 22 22 222222 NRPPR NRPRPM NRRRR NR rQRrQRRM YBVYA YBYBVYA XBVXA XB VVVXBXA          Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(2,3448173,3296995,100981 )(3,3296995,172.3,19115,172. )(5,1009815,172.4,5855,172. 2222 NmmMMM NmmRM NmmRM YXTH YAY XAX    Xác định đường kính trục: - 50 - d )(7,36 70.1,0 2,344817 ].[1,0 33 mmM TH   Số III: Xác định phản lực tại gối: )(4,17555,315529529.1958 )(5,3155 540 5,135.9,1958480.295205,135.540.480. )(5,5187245,8851091 )(5,885 540 5,135.7249,88.4,34542.5,520480.1091 0.5,135..480.540. 33 33 33 333333 NRPPR NRPRPM NRRRR NR rQRrQRRM YBVYA YBYBVYA XBVXA XB VVVXBXA          Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(8,2480157,2378568,70256 )(7,2378565,135.4,17555,135. )(8,702565,135.5,5185,135. 2222 NmmMMM NmmRM NmmRM YXTH YAY XAX    Xác định đường kính trục: - 51 - d )(8,32 70.1,0 8,248015 ].[1,0 33 mmM TH   Số IV: Xác định phản lực tại gối: )(2,17968,270529521550 )(8,2705 540 5,28.1550480.295205.28.540.480. )(4,5029,5725,10201091 )(5,1020 540 5,28.9,57280.3,27342.5,520480.1091 0.5,28..480.540. 44 44 44 444444 NRPPR NRPRPM NRRRR NR rQRrQRRM YBVYA YBYBVYA XBVXA XB VVVXBXA          Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(8,17351016234861230 )(1623485,28.8,27055,28. )(6123060.5,102060. 2222 NmmMMM NmmRM NmmRM YXTH YBY XBX    Xác định đường kính trục: - 52 - d )(2,29 70.1,0 8,173510 ].[1,0 33 mmM TH   +Số lùi: -Tại vị trí trục sơ cấp: PL RL Mx MY MZ A B 95460 124000 262239 RyB RxBRxA RyA 355 82 Xác định phản lực tại gối: )(7,7388,31975,3936 )(8,3197 437 355.5,39360355.437. )(9,2689,11638,1432 )(9,1163 437 355.8,1432 0355.437. NRPR NRPRM NRRR NR RRM YBLYA YBLYBYA XBLXA XB LXBXA      Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(305582 )(124000. )(262239355. )(95460355. 222 4444 NmmMMMM NmmrPM NmmRM NmmRM ZYXTH Z YAY XBX     Xác định đường kính trục: d )(2,35 ].[1,0 mmM TH   - 53 - - Tại vị trí trục số lùi: RyA RxA MZ MY Mx RxB RyB RL2 B A 40022 179111 109334 42 82 PL2 Xác định phản lực tại gối: )(2,26033,13335,3936 )(3,1333 124 42.5,3936042.124. )(9,9523,4858,1432 )(3,485 124 42.8,1432 042.124. 2 2 2 2 NRPR NRPRM NRRR NR RRM YBLYA YBLYBYA XBLXA XB LXBXA      Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(213627 )(179111. )(10933442. )(4002242. 222 22 NmmMMMM NmmrPM NmmRM NmmRM ZYXTH LLZ YAY XAX     Xác định đường kính trục: d )(3,31 ].[1,0 mmM TH   - 54 - 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: )(9,52115,315529529.1958 )(5,3155 540 355.5,3936480.29520355.540.480. )(1,4108,14323,681091 )(3,68 540 355.8,143242.5,520480.1091 0355..480.540. 33 1 1 1 NRPPR NRPRPM NRRRR NR RrQRRM YBVYA YBLYBVYA LXBVXA XB LVVVXBXA          Xác định mômen tại tiết diện nguy hiểm: )(1855943 )(1850225355. )(145586355. 22 NmmMMM NmmRM NmmRM YXTH YAY XAX    Xác định đường kính trục: d )(2,64 70.1,0 1855943 ][1,0 33 mmM TH   - 55 - 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. Độ võng f 1v , f 2v trong mặt phẳng V đi qua các đường tâm các trục và góc xoay 21 , hh  trong các mặt phẳng H ,1 H 2 thẳng góc với mặt phẳng V sẽ có ảnh hưởng lớn đến sự làm việc của các bánh răng. Độ võng 1hf , f 2h trong các mặt phẳng H 1 , H 2 ít ảnh hưởng đến sự thay đổi khoảng cách giữa các trục, còn góc xoay 21 , vv  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 các trị số: f 1v , f 2v , 21 , hh  . - 56 - Kiểm tra độ cứng vững hộp số người ta kiểm tra cho trục sơ cấp và trục thứ cấp: Công thức tính toán: Tại điểm c: f lIE baP c ...3 .. 22  (độ võng) lIE abbaP c ...3 )(..   (góc xoay) ( 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= 64 . 4D = 73624 64 35.14,3 4  (theo [01-tr.177] ), D: Là đường kính ngoài của trục D=35(mm ). + Xác định độ võng và góc xoay trên trục sơ cấp: -Ở vị trí số I: f 12,0 73624.437.10.1,2.3 5,157.5,279.6,1228 5 22 1  ( mm ) -Ở vị trí số II: f 09,0 73624.437.10.1,2.3 5,264.5,172.8,859 5 22 2  ( mm ) - Ở vị trí số III: f 006,0 73624.437.10.1,2.3 5,301.5,135.724 5 22 3  ( mm ) - Ở vị trí số IV: f 004,0 73624.437.10.1,2.3 5,408.5,28.9,572 5 22 4  ( mm ) Kiểm tra góc xoay: - Vị trí số I: 0003,0 73624.437.10.1,2.3 )5,1575,279.(5,157.5,279.6,1228 51    (rad) -Vị trí số II: - 57 - 0002,0 73624.437.10.1,2.3 )5,1725,264.(5,264.5,172.8,859 52    (rad) -Vị trí số III: 0002,0 73624.437.10.1,2.3 )5,1355,301.(5,301.5,135.724 53    (rad) -Vị trí số IV: 0001,0 73624.437.10.1,2.3 )5,285,408.(5,28.5,408.9,572 54    (rad) + 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: f 15,0 125600.540.10.1,2.3 5,260.5,279.6,1228 5 22 11  ( mm ) 00004,0 125600.540.10.1,2.3 )5,2605,279.(5,260.5,279.6,1228 511    (rad) -Ở vị trí số II: f 08,0 125600.540.10.1,2.3 5,367.5,172.8,859 5 22 22  ( mm ) 00025,0 125600.540.10.1,2.3 )5,1725,367.(5,367.5,172.8,859 522    (rad) - Ở vị trí số III: f 05,0 125600.540.10.1,2.3 5,404.5,135.724 5 22 33  ( mm ) 00025,0 125600.540.10.1,2.3 )5,1355,404.(5,135.5,404.724 533    (rad) - Ở vị trí số IV: f 003,0 125600.540.10.1,2.3 5,511.5,28.9,572 5 22 44  ( mm ) - 58 - 00009,0 125600.540.10.1,2.3 )5,285,511.(5,511.5,28.9,572 544    (rad) Xác định độ võng và góc xoay do bánh răng truyền lực chính sinh ra: f 02,0 125600.540.10.1,2.3 480.60.1091 5 22 V ( mm ) 0003,0 125600.540.10.1,2.3 )60480.(60.480.1091 5   V (rad) Theo tính chất cộng tác dụng ta có: )(00026,00003,000004,01111 radVh   13,002,015,01111  Vh fff (mm) )(00026,00003,000004,02222 radVh   06,002,008,02222  Vh fff (mm) )(00005,00003,000025,03333 radVh   03,002,005,03333  Vh fff (mm) )(00021,00003,000009,04444 radVh   01,002,003,04444  Vh fff (mm) 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 và cắt.Trục chịu uốn và xoắn ứng suất tổng hợp tính theo công thức: 3.1,0 d M TH (N/ 2mm ) với ][  Trong đó: M TH : Là mômen tổng hợp tác dụng lên trục , (N mm ).  : Là ứng suất tổng hợp mà trục phải chịu,(N/ mm 2 ). d: Là đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm,(mm ). - 59 - ][ : 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 thường có hệ số an toàn lớn, chọn ][ =70(N/ mm 2 ). Theo thuyết bền 3 thì: M TH = xu MM 22  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: tb d d dlhz iM ....75,0 ..2  Ở đây: i : Tỷ số truyền đến trục đang tính ; i =1. z: Số răng của then hoa. h: Chiều cao răng then hoa:h= 2 dD  ( mm ). tbd : Đường kính trung bình của then hoa tbd = 2 Dd  ( mm ). 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 b= 10(răng)  h= 2 4252  =5( mm ); tbd = 472 4252   ( mm );  5,3 47.40.5.10.75,0 124000.2 d (N/ mm 2 ) + 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 - 60 - b=5 (mm), Số răng z = 10 (răng)  h= 2 3645 = 4,5(mm ); tbd = 5,402 3645   ( mm ); Mômen tính toán: )(401512238,3.124000. 1 NmmiMM dt  .  7,14 40.5,40.5,4.10.75,0 238,3.124000.2 d (N/ mm 2 ) 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 = 6 (răng)  h= 2 2630  = 2( mm ), tbd = 282 2630   ( mm );  7,19 50.28.2.6.75,0 124000.2 d (N/ mm 2 ) Với chiều dài moayơ đĩa bị động l = 50 (mm). Dựa vào bảng 7-22 [03-tr.142] ta chọn: [ ]d =50 (N/ mm 2 ).(lắp cố định, 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: ltd M d d .. .2  Trong đó: l: Chiều dài then, ( mm ). d: Đường kính trục (mm );d=40( mm ). 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).  ltd M d d .. .2  = 6,62 22.5,4.40 124000.2  (N/ mm 2 ) - 61 - Theo bảng 7-20 [03-tr.142]: Ở chế độ tải trọng tĩnh, vật liệu thép, lắp cố định thì: [ 150] d (N/ mm 2 ), như vậy đảm bảo điều kiện bền dập. 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. 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 lăn hình côn chịu lực 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. 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 - 62 - 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 theo công thức (IV-37) [01-tr.184]: C= 3,0321 )..(... hnKKKQ ttqd =[ AmR ( )21 SS  ] 3,0321 )..(... hnKKK tt 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] ): C= 3,0321 )..(... hnKKKQ tttd Trong đó: :qdQ 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. tdQ : Lực tương đương tác dụng lên ổ lăn , d a N . ttn : 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. h: Thời gian làm việc nói chung, chọn h=10000(h). Lực tương đương tác dụng lên ổ lăn xác định theo công thức : 33,3 33,333,3222 33,3 111 ........ xxxtd QQQQ   (công thức IV–40 [01-tr.186] ) Trong đó: x ,...,, 21 : Hệ số tính đến số vòng quay, hệ số này bằng tỷ số của số vòng quay ổ lăn xnnn ,...,, 21 ở số truyền I,II,…x trên số vòng quay tính toán ttn : tt x x tttt n n n n n n   ,...,, 22 1 1 - 63 - Q xQQ ,...,, 21 : Lực hướng kính quy dẫn tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền I,II,…x, tính theo d Na : Q AmR ( )21 SS  S1 = tgR ..3,1 1 S 2 = tgR ..3,1 2 S 1 , S 2 : Lực chiều trục sinh ra bởi lực hướng kính.  : Góc nghiêng tính toán của con lăn ,  =16 0 . Hình 5.3: Sơ đồ lực tác dụng lên ổ thanh lăn hình côn và ổ bi hướng kính. :,...,, 21 x Tỷ lệ thời gian làm việc ở các số truyền, tra theo bảng IV-5 [01-tr.187] . DU LÒCH DUNG TÍCH TRUNG BÌNH VAØ LÔÙNÛ THAØNH PHOÁ OÂTOÂ BUYÙT VAÄN TAÛI DU LÒCH DUNG TÍCH NHOÛ ÑIEÀU KIEÄN SÖÛ DUÏNG LOAÏI OÂTOÂ CHAÏY TRÔN THEO ÑAØ SOÁ TRUYEÀN - 64 - K1 : 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 số ôtô thường dưới 398 0 C, nên K 3 =1. 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: R  1,126 10 2,11988,392 10 2222 YAXA A RR S )(4716.1,126.3,1 01 Ndtg a R  5,228 10 2,21268,835 10 2222 YBXB B RR S )(2,8516.5,228.3,1 02 Ndtg a Q )2,85476,58(5,15,2281  = 259,1 (d )Na -Xét ở số II: R  5,148 10 1,14084,470 10 2222 YAXA A RR S )(4,5516.5,148.3,1 01 Ndtg a R  8,99 10 4,9184,389 10 2222 YBXB B RR S )(2,3716.8,99.3,1 02 Ndtg a Q )2,374,5541(5,15,1482  = 237,3(d )Na - Xét ở số III: R  4,142 10 5,13515,449 10 2222 YAXA A RR S )(1,5316.4,142.3,1 01 Ndtg a R  7,66 10 4,6075,274 10 2222 YBXB B RR S )(9,2416.7,66.3,1 02 Ndtg a Q )9,241,535,34(5,14,1423  =236,5(d )Na Chọn n tt =3000v/ph, với trục sơ cấp 3000321  nnn v/ph. 1321   7,1965,236.4,03,237.1,01,259.03,033,3 33,333,333,3 tdQ (d )Na - 65 - Cbảng = 34430)10000.3000.(7,196 3,0  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 2500t (d )Na [n]: Tốc độ quay cho phép; [n] = 8000(v/ph) + Xác định ổ trên trục thứ cấp: - Xét ở số I: R  200 10 3,19114,585 10 2222 YAXA A RR S )(6,7416.200.3,1 01 Ndtg a R  5,346 10 2,33676,816 10 2222 YBXB B RR S )(2,12916.5,346.3,1 02 Ndtg a Q 7,254)2,1296,7457,6(5,15,3461  (d )Na - Xét ở số II: R  9,153 10 1,14085,620 10 2222 YAXA A RR S )(4,5716.9,153.3,1 01 Ndtg a R  9,94 10 4,9183,239 10 2222 YBXB B RR S )(4,3516.9,94.3,1 02 Ndtg a Q 7,768)4,354,5703,11(5,19,1532  (d )Na - Xét ở số III: R  183 10 4,17555,518 10 2222 YAXA A RR S )(2,6816.183.3,1 01 Ndtg a R  7,327 10 5,31555,885 10 2222 YBXB B RR S )(2,12216.7,327.3,1 02 Ndtg a Q )2,1222,685,17(5,17,3273  =273 (d )Na 82,1 1; 2 1; 238,3 1 32 2 1 1  tttttt n n n n n n  - 66 - 5,330273 282,1 1.4,07,768. 2 1.1,07,254. 238,3 1.03,033,3 33,333,333,3 tdQ (d )Na Cbảng = 6,57850)10000.3000.(5,330 3,0  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 2900t (d )Na [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, 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 = db Q . (công thức IV-44 [01-tr.189] ) 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: Q= 2,35446,12284,3324 222212  RR (N) q= 89,1 40.47 2,3544  (N/ mm 2 ) +Với ổ trượt lắp bánh răng trên trục số lùi: Q= 1,41895,39368,1432 2222  LL PR (N) q= 17,3 30.44 1,4189  (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. - 67 - 5.1.5. Bộ đồng tốc: Sơ đồ lực tác dụng lên bộ đồng tốc được Thể hiện dưới hình trên. Khi ép ống 1 vào bánh răng, trên bề mặt côn sẽ có mômen ma sát rM tác dụng: rM r QrT .. sin .. 1     Trong đó: T : Lực thẳng góc tác dụng lên bề mặt hình côn;  : Hệ số giữa các bề mặt hình côn; r : Bán kính ma sát trung bình của bề mặt hình côn ; 1Q : Lực chiều trục do tay người lái sinh ra trên bề mặt hình côn;  : Góc bề mặt hình côn; Khi có mômen ma sát, trên bề mặt nghiêng của răng trên vòng hãm có lực N tác dụng: 1 1 1 . sin.sin . sin 1. sin r rQ r MPN r     Trong đó:  : Góc bề mặt hãm; 1r : Bán kính trung bình của bề mặt hãm; - 68 - Muốn thực hiện điều kiện đồng tốc rồi mới gài được số thì phải đảm bảo: QQ 1 hay cos1 NQ  Thay trị số N vào biểu thức trên ta được: 1 1 1 ..sin . r r tg QQ    Để đơn giản ta rút được: 1 . sin r rtg     (*) Công thức (*) có cơ sở để chọn các thông số 1,,, rr để thiết kế bộ đồng tốc. Theo [01-tr.199] công thức IV-48 ta có: 1 . sin r rtg     Chọn r 1r - chọn vật liệu vành côn là đồng thau: Có hệ số ma sát 12,0 . Chọn vật liệu chế tạo ống gài là théo Xêmentit.  : Góc nghiêng mặt côn-chọn  =10 0 : Góc hãm trên vành gài: 691,0 10sin 12,0 10sin.sin . 00 1      r rtg nên  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 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 - 69 - 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. - 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. - 70 - - 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. Khắc phục: Kiểm tra mức độ hư hỏng của các chi tiết liên quan và thay thế. + 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. Vật liệu chế tạo trục là thép 40Cr. Phôi sử dụng là loại cán nóng, phôi có tiết diện ngang hình tròn. - 71 - + 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. 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 - 72 - 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 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): - 73 - v=  1000 100.50.14,3 1000 .. nD 157(mm/ph). 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. - 74 - Hình 5.7: Sơ đồ phay then hoa. - 75 - 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 - 76 - 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. - 77 - 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:.................................................................................................................. ................................................................................................................................ ................................................................................................................................ ................................................................................................................................ ................................................................................................................................ Nha trang, ngày…..tháng…..năm 2006 Cán bộ hướng dẫn (ký và ghi rõ họ tên)