Wiki

Đồ án Thiết kế và tính toán hộp số ô tô

Xem thêm bài viết thuộc chuyên mục: Wiki Tại craigslistsitesusa.com

QUẢNG CÁO

Vài Phút Quảng Cáo Sản Phẩm

Đồ án Thiết kế và tính toán hộp số ô tô

Mọi ý kiến đóng góp xin gửi vào hòm thư: [email protected]

Kéo xuống để Tải ngay bản PDF đầy đủ: Sau “mục lục” và “bản xem trước”

(Nếu là bài nhiều công thức nên mọi người nên tải về để xem tránh mất công thức)

Bài liên quan: Báo cáo thực tập tốt nghiệp khoa Cơ khí

Tải ngay bản PDF tại đây: Đồ án Thiết kế và tính toán hộp số ô tô

Table of Contents


LỜI NÓI ĐẦU

Trong quá trình phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội, việc vận chuyển hàng hoá, hành khách có vai trò to lớn. Với việc vận chuyển bằng ô tô có khả năng đáp ứng tốt hơn về nhiều mặt so với các phương tiện vận chuyển khác do đặc tính đơn giản, an toàn, cơ động. Trong các loại hình vận chuyển thì vận chuyển bằng  ô tô là loại hình thích hợp nhất khi vận chuyển trên các loại đường ngắn và trung bình. Ô tô có thể đến được nhiều vùng, nhiều khu vực địa điểm mà các phương tiện vận chuyển khác khó có thể thực hiện được. Nó có thể đưa đón khách tận nhà, giao hàng tận nơi, đưa hàng đến tận chân công trình…mà giá cước phù hợp với nhu cầu của nhân dân.

Ngày nay do nhu cầu vận chuyển hàng hoá, hành khách tăng nhanh, mật độ vận chuyển lớn. Đồng thời cùng với sự mở rộng và phát triển đô thị ngày càng tăng nhanh thì vận chuyển bằng ô tô lại càng có ưu thế. ở các nước công nghiệp phát triển, công nghiệp ô tô là ngành kinh tế mũi nhọn. Trong khi đó ở  nước ta ngành công nghiệp ô tô mới chỉ dừng lại ở mức khai thác, sử dụng, sửa chữa và bảo dữơng. Những năm 1985 trở về trước các ô tô hoạt động ở Việt Nam đều là ô tô nhập ngoại với nhiều chủng loại do nhiều công ty ở các nước sản xuất. Từ những năm đầu thập kỷ 90 chúng ta thực hiện việc liên doanh, liên kết với các công ty nước ngoài. Nên ở Việt Nam hiện nay đã có 14 liên doanh đã và đang hoạt động như: TOYOTA, MERCEDES – BENZ VMC, DEAWOO, MITSUBISHI, NISSAN, FORD…Ngoài ra còn kể đến một số hãng trong nước như:Trường Hải, MêKông, Vinasuki, Công ty ô tô 1-5 , Công ty ô tô 3-2 … Tại những liên doanh này ô tô được lắp ráp trên các dây chuyền công nghệ hiện đại. Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đã chuyển sang một giai đoạn mới.

Để hoàn thành được bản Đồ án này ngoài sự nỗ lực của bản thân không thể không kể đến sự chỉ bảo tận tình của thầy cô giáo trong bộ môn và nhà trường. Đặc biệt là sự hướng dẫn của thầy

Em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn ĐỒNG MINH TUẤN đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành thiết kế đề tài này. Xin cảm ơn các thầy cô, các cán bộ công nhân viên trong bộ môn Ôtô- Khoa cơ khí động lực đã tạo mọi điều kiện thuận lợi cho em trong quá trình học tập và thiết kế đề tài. Em xin kính chúc các thầy luôn mạnh khoẻ và có nhiều cống hiến hơn nữa trong sự nghiệp phát triển của ngành ô tô nói riêng và ngành giao thông vận tải nói chung của Việt Nam.

Sinh viên    :  Nguyễn Văn Huynh


PHẦN I:TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ


1. Nhiệm vụ

-Hộp số dùng để thay đổi tỉ số truyền nhằm thay đổi mômen xoắn ở các bánh xe chủ động của ôtô, đồng thời thay đổi tốc độ chạy xe phù hợp với sức cản bên ngoài.

-Thay đổi chiều chuyển động của ôtô(tiến và lùi).

-Tách động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tuỳ ý mà không cần tắt máy và mở li hợp.

-Dẫn động lực học ra ngoài cho các bộ phận công tác của xe chuyên dùng


2.Yêu cầu của hộp số

-Có đủ tỉ số truyền một cách hợp lý để nâng cao tính kinh tế , và tính động lực học của ôtô.

-Hiệu suất truyền lực cao, khi làm việc không gây tiếng ồn, thay đổi số nhẹ nhàng không sinh lực va đập ở các bánh răng.

-Kết cấu gọn gàng, chắc chắn, dễ điều khiển bảo dưỡng và sửa chữa, giá thành hạ.


3.Phân loại hộp số


3.1 .Phân loại theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền

+Loại hộp số có cấp

Ngày nay trên ôtô dùng nhiều nhất là hộp số có cấp (loại này thay đổi tỉ số truyền bằng cách thay đổi sự ăn khớp giữa các cặp bánh răng), vì cấu tạo đơn giản, làm việc chắc chắn, hiệu suất truyền lực cao, giá thành rẻ.

Trong loại hộp số có cấp người ta chia:

+Theo tính chất trục truyền

-Loại có trục tâm cố định việc thay đổi số bằng các con trượt thường có loại hai trục tâm dọc hoặc ngang, loại ba trục tâm dọc.

-Loại có trục tâm di động(hộp số hành tinh).

+Theo cấp số ta có:hộp số 3 cấp, 4 cấp, 5 cấp …

Nếu  hộp số càng nhiều cấp tốc độ càng cho phép sử dụng hợp lý công suất của động cơ, trong điều kiện lực cản khác nhau do đó tăng được tính kinh tế của ôtô nhưng thời gian thay đổi số dài, kết cấu phức tạp.

+Loại hộp số vô cấp

Hộp số vô cấp có ưu điểm là:có thể thay đổi tỉ số truyền liên tục trong một giố hạn nào đó, thay đổi tự động, liên tục phụ thuộcvào sức cản chuyển động của ôtô, nó rút ngắn được quãng đường tăng tốc, tăng lớn nhất tốc độ trung bình của ôtô.

-Hộp số vô cấp kiểu cơ học(ít sử dụng).

-Hộp số vô cấp kiểu va đập(ít dùng).

-Hộp số vô cấp kiểu ma sát(bánh ma sát hình côn).

-Hộp số vô cấp dùng điện(dùng động cơ đốt trong kéo máy phát điện, cung cấp điện cho động cơ điện đặt ở bánh xe chủ động( hoặc có nguồn điện từ ắc quy). Ta thay đổi dòng điện kích thích của động cơ điện sẽ thay đổi tốc độ và mômen xoắn của động cơ điện và của bánh xe chủ động.

-Hộp số vô cấp thuỷ lực: truyền mômen xoắn nhờ năng lượng dòng chất lỏng có thể là thuỷ động hoặc thuỷ tĩnh. Hộp số vô cấp thuỷ lực có kết cấu phức tạp giá thành cao, hiệu suất truyền lực thấp, thay đổi mômen xoắn trong giới hạn hẹp. Thông thường người ta kết hợp với hộp số có cấp có trục tâm di động(kiểu hành tinh) với biến mômen thuỷ lực.


3.2 .Phân loại theo cơ cấu điều khiển

-Loại điều khiển cưỡng bức(thường ở hộp số có cấp) .

-Loại điều khiển bán tự động (thường ở hộp số kết hợp) .

-Loại điều khiển tự động (thường ở hộp số vô  cấp) .


4. Phân tích chọn phương án kết cấu hộp số:

    Bước quan trọng khi thiết kế hộp số phải phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số ôtô và chọn phương án hợp lý. Việc phân tích này phải dựa trên các yêu cầu đảm bảo hộp số làm việc tốt chức năng:

-Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động.

-Cho phép ôtô chạy lùi.

-Tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc

Hộp số thiết kế phải đáp ứng được các yêu cầu:

  1-Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết.

  2-Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao

  3-Hiệu suất truyền lực cao

  4-Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao

Nhằm nâng cao tuổi thọ cho các bánh răng ăn khớp, trong hộp số cơ khí có cấp thường bố trí bộ đồng tốc. Nhiệm vụ của bộ đồng tốc là cân bằng tốc độ góc của các chi tiết chủ động và bị động trước khi chúng ăn khớp với nhau.                                                                                                   

Trên ôtô ngày nay đều sử dụng khá rộng rãi hộp số 2 trục và 3 trục.Hộp số 3 trục thường bố trí trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm.

Đối với ôtô vận tải thường dùng loại hộp số 5 và 6 số  [1]. Vậy ta chọn hộp số loại 5 số, với hộp số 6 số kết cấu sẽ phức tạp khó chế tạo.


5. Chọn sơ đồ động học của hộp số

Sơ đồ của hộp số là loại 3 trục  (hình 1):

Sơ đồ trên là hộp số 3 trục có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm. Gồm 5 cấp (5 số tiến, 1 số lùi). Trong đó tay số 5 là tay số truyền thẳng.

Số  II, III, IV, V  được gài bằng bộ đồng tốc.

Số lùi (R) và số I được gài bằng khớp răng.

Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục trung gian.

– Trong hộp số có một cặp bánh răng luôn ăn khớp để dẫn truyền mômen quay từ trục thứ nhất đến trục trung gian. Trục thứ nhất được chế tạo thành một khối với bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp và vành răng ngoài để gài số truyền thẳng (i=1). Trục thứ nhất được đỡ bằng hai ổ bi, một ổ đặt trong bánh đà và một ổ đặt ở vỏ hộp số, ổ bi này thường chọn có đường kính ngoài lớn hơn bánh răng chủ động để đảm bảo tháo lắp trục thứ nhất được dễ dàng.

Xem thêm :  What It’s Like To Drive A Lamborghini Huracan Performante! *POV*

Xem thêm :  2025 mệnh gì ? hợp màu gì, khắc với tuổi nào ?

– Trên trục trung gian được lắp cố định nhiều bánh răng để dẫn truyền mômen quay đến trục thứ hai, giá trị của mômen quay được thay đổi tuỳ theo cách gài các bánh răng lắp trượt và cùng quay trên trục thứ hai. Trục trung gian được đỡ trên hai ổ bi đặt ở vỏ hộp số. Thường các bánh răng trên trục trung gian có hướng đường nghiêng của răng cùng chiều để giảm lực chiều trục tác dụng lên trục.

– Trục thứ hai được đỡ bằng hai ổ bi trong đó ổ bi kim được đặt ngay trong lỗ đầu trục thứ nhất, biện pháp này đảm bảo độ đồng tâm giữa hai trục và tiện lợi cho việc gài số truyền thẳng. ổ bi thứ hai đặt ở vỏ hộp số. Trong các xe thường lắp hộp đo tốc độ ở đuôi trục thứ hai.

– Xu hướng phát triển thiết kế hộp số là sử dụng bộ đồng tốc với mọi tay số và do đó tất cả các bánh răng luôn luôn ăn khớp và t  hường sử dụng bánh có răng nghiêng. Riêng cặp bánh răng gài số 1 và số lùi được chế tạo là bánh răng răng thẳng.

        

 

 

 

 

 

 

 


 PHẦN II.  TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA HỘP SỐ


1.1Xác định tỉ số truyền của các tay số.

Tỉ số truyền của các tay số trong hộp số ta đã xác định được trong quá trình xác định số cấp số và tính toán các chỉ tiêu động lực học của xe. Với hộp số 5 cấp ta có các tỉ số truyền ứng với các tay số như sau:

Tỉ số truyền số 1: theo công thức(IV-1)    “ĐK kéo”    [2]

Với:

io: tỉ số truyền của truyền lực chính             chọn        io = 12

ứmax:hệ số cản chuyển động lớn nhất

Chọn ứmax = (f+i )Max  =  0,303

f=()                 (với đuờng đỏ  f=0,035)

i=tg=tg150=0,268

– rbx: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m);

Rbx = ro.ở=0,408(m)

ro :bán kính thiết kế của bánh xe

ro =(B+d/2).25,4=(7+20/2).25,4= 431,8 (mm)

ở=0,945 hệ số kể đến sự biến dạng của lốp  [5]  (lốp có áp suet cao)

– Memax: Mô men lớn nhất của động cơ (N.m)                              Memax =650(N.m);

– G: Trọng lượng của xe (Kg)                                                    G= 15025(N);

ỗtl : hiệu suất truyền lực .  Chọn ỗtl =0,8

Ta có :      =     = 2,976

Theo đk bam : ==4,715

Chọn tỉ số truyền    ih1   =4,5

tỉ số truyền lực chính sơ bộ là :      i0== 12,2

Vậy   2,976< ih1   <4,715

Nhằm  nâng cao tính kinh tế nhiên liệu và tăng tuổi thọ của động cơ ta chọn số truyền cuối cùng của hộp số là  ihn =1

Chọn ihn =1

ihk=                                      [5] n-số cấp của hộp số

k-số thứ tự của số truyền

Thay số ta có:

+ Số 1: ih1= 4,5

+ Số 2: ih2 = 3,09

+ Số 3: ih3 = 2,12

+ Số 4: ih4 = 1,456

+ Số 5: ih5 = 1

Tỉ số truyền của số lùi được chọn trong khoảng   iL =   (1,2-1,3)

iL = 5,4

1.2. Chọn vật liệu

Do điều kiện làm việc nặng nhọc, truyền lực lớn, tốc độ vòng quay lớn mà yêu cầu hộp số bé không quá lớn do vậy kích  thước bánh răng yêu cầu nhỏ lại phải đảm bảo yêu cầu truyền momen lớn, làm việc không gây tiếng ồn.

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng theo TKTTÔTÔ_MáY KéO:

Loại thép:20X

Nhiệt luyện:  thấm cácbon

Độ cứng  : 46…53 HRC

[b] =  650 MPa
[ch] = 400 MPa


2. Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số.


2.1.  Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A

] = 650 MPa [] = 400 MPa

Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục A được tính theo công thức:

129,9

Trong đó ta có:

  • Mô men cực đại của động cơ Memax = 650 (N.m).
  • a: Hệ số kinh nghiệm, với xe tải sử dụng động cơ diesel ta chọn a = 15(Vat liệu đã được cảI tiến hơn)

Thay số ta tính được: A = 129,9 (mm).

Chọn mô đun của bánh răng: m

Khi chọ mô đun cho các bánh răng phải đảm bảo các yêu cầu:

-Bánh răng làm việc ít ồn

-Truyền mômen đều đặn, ăn khớp đúng mặc dù có sự sai lệch một ít về khoảng cách giữa đường tâm  các bánh răng ăn khớp.

-Bánh răng phải đủ độ bền.

Để đơn giản công nghệ chế tạo và sửa chữa nên chọn thống nhất vơí nhau mô đun các bánh răng

Mô đun m của cặp bánh răng thẳng và mn của cặp bánh răng nghiêng phụ thuộc vào mô men cực đại trên trục thứ cấp Mt:

Mt = Memax . ih1.ỗh= 650 . 4,5.0,96 = 2808 (Nm)         [2]

ỗh  hiệu suất  hộp số lấy trung bình là 0,96


2.2.chọn  bề rộng các bánh răng số

Theo công thức kinh nghiệm ta chọn   b=0,24A ;

Vậy        b=31,03                 b=32;

Hình 2:Đồ thị để chọn môđun pháp tuyến của bánh răng hộp số

Dựa vào đồ thị và giá trị Mt ta chọn được mô đun m, kết hợp với các giá trị mô đun tiêu chuẩn ta chọn:  m = 4 (mm)


2.3 Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.

Xác định số răng của các bánh răng.

Ta có :  Za+Za’===56,24

Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp:

      (Đối với hộp số ôtô hiện nay thường có giá trị ( )  [1]

–  Ta chọn góc nghiêng của răng b = 300­.­­(Đối với ôtô tải  ( b = 20ữ300­)

–  Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn theo điều kiện không cắt chân răng.

–  Số lượng răng Za’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp được xác định theo công thức sau:

Ta có                                             Za = 18 (răng)

Chọn                                             Za’=38(răng)

tỉ số truyên      ==2,111

Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có thể làm thay đổi các khoảng cách trục A. Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục A của tất cả các bánh răng ăn khớp. Công thức tính như sau:

==129,3 (mm).            [1]

–  Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau của hộp số là:

Trong đó:

+ ign: Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=1¸4), ta không tính cho số 5 vì đây là tay số truyền thẳng.

Thay số lần lượt ta có: ig1 =  =2,13;

ig2 =  =1.46                ig3 = =1,004;

ig4= =0,689;                   ig5 = =0,473 ;

chọn tỉ số truyền số lùi là  igl=4,7

ta có :        igl==2,226

2.3.2. tính toán  số răng chủ động

Số răng của các cặp bánh răng dẫn động gài số khi khoảng cách trục A không đổi được tính như sau:

  •  

Thay số ta đuợc:

;               ;

==20,65

Vây ta chọn

;              ;                     ;

Để triệt tiêu lực dọc trục trên trục trung gian,cần phải xác định lại góc nghiêng răng của các bánh răng:

;    Vậy õi=asctgõi

.0,577=0.349;                õ2=19,26˚

.0,577=0,425 ;                  õ3=23˚

.0,577=0,501 ;                  õ4=26,6˚

Tính chính xác lại số răng của các bánh trên trục trung gian theo công thức:

=24,8;

=29,6;                               =34,22

Vậy chọn số răng bánh răng trên trục trung gian là:

;    ;      ;       ;       ;

Số răng của các bánh bị động trên trục thứ cấp theo công thức:

=44,73        Chọn Zg1’=44

=36,5      Chọn Zg2’= 37

=30,12         Chọn Zg3’= 31

.          Chọn Zg4’= 23

– Vậy tỉ số truyền của hộp số , ta tính lại và được như sau:

Thay số ta được:


2.4  Xác định lại góc nghiêng răng :

Để khoảng cách trục như nhau cho các cặp bánh răng ăn khớp ta cần điều chỉnh lại góc nghiêng răng của cặp bánh răng

Góc nghiêng răng         ;               õi=acscosõi                            [3]

Thay số ta có:

õ2= 16,46˚;                                     õ3=19,35˚ ;                                õ4=28,15˚;

Theo tài liệu [2] đối với bánh răngtrụ răng nghiêng ta không cần dịch chỉnh còn đối với bánh răng trụ răng thẳng ta cần dịch chỉnh.Vậy ta xác định hệ số dịch chỉnh:

-Đối với bánh răng số 1 và số lùi ta cần dịch chỉnh

Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh răng gài số 1. Do đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc của các cặp bánh răng gài số 1:

–   Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục l0:

–   Với l0 = – 0,00538 tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án môn học Thiết kế hộp số chính ô tô – máy kéo) ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối x0=- 0,00525 góc ăn khớp a0 = 190 8’;

–   Hệ số dich chỉnh tổng cộng xt:

xt = 0,5. x0. ( Z’g1 + Zg1) = – 0,17

–   Phân chia hệ số dịch chỉnh xt cho bánh răng Z’g1 và Zg1:

xt = x1 + x1’

hệ số dịch chỉnh x1 của bánh răng Zg1 và hệ số dịch chỉnh x1’ của bánh răng Zg1’ xác định

x1 =x1’ =0,085

+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn x1 và x1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không không được quá nhỏ:

Se1, 2 ³ (0,2 ¸ 0,3).m

Ta có công thức tính chiều dày răng ở đỉnh S1 của bánh răng Zg1, và S1’ của bánh răng Zg1’ như sau:

Vậy thỏa mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không được quá nhỏ.

 


1 Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng

Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính toán và lập thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng và thiết lập các bản vẽ của hộp số:

Bảng II-1. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp.

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1
Tỉ số truyền
i
 

2
Mô đun pháp
mn
mn = 4  mm

3
Bước pháp tuyến
tn
tn = p. mn = 12,56 mm

4
Góc nghiêng của răng
b
b = 300­

5
Hướng răng
 
 

6
Mô đun mặt đầu
ms
 mm

7
Bước mặt đầu
ts
ts = p. ms = 14,51 mm

8
Đường kính vòng chia
d
 da = ms. Za = 83,16 (mm)

 

da’ = ms. Za’ = 175,56 (mm)

9
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
Dda=da+2.mn 91,16 (mm)

 

Dda’=da’+2.mn = 183,56 (mm)

10
Đường kính vòng chân răng
Dc
Dca=da-2,5.mn=73,16(mm)

 

Dca’=da’-2,5.mn=165,56 (mm)

11
Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 9 (mm)

12
Khoảng cách trục
A
A = 129,3 (mm)

13
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0¸8,6).mn, chọn B = 32 mm

14
Góc prôfin gốc
a
a = a0 = 200

Bảng 3-2. Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

(1)
(2)
(3)
(4)

1
Tỉ số truyền
I
 

2
Mô đun
M
m = 4,0

3
Bước răng
T
t = p. m = 12,56

4
Góc prôfin
a0
a0 = 200­

Xem thêm :  1996 – ’99 Buick LeSabre: Key Fob Reprogramming Procedure

Xem thêm :  TOP 10 Shop bán balo đẹp, uy tín, chất lượng giới trẻ yêu thích ở tphcm

5
Bước cơ sở
T0
t0 = t.cosa0 = 11,805

6
Khoảng cách trục khi xt = 0
A1
A = 0,5.m.(Z1+Z1’)=130(mm)

7
Khoảng cách trục khi xt ¹ 0
Ac
Ac = A.(l0+1) = 129,3 (mm)

8
Hệ số thay đổi khoảng cách trục
l0
 

9
Hệ số dịch chỉnh tương đối
x0
x0 = – 0,00525

10
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng
xt
xt = – 0,17

11
Hệ số dịch chỉnh của từng bánh răng
 
x1 = – 0,085

 

x1’= – 0,085

12
Độ dịch chỉnh ngược
Dh0
 Dh0 = xt.m-(Ac-A) = 0,02

13
Đường kính vòng chia
D
 d1 = m. Z1 = 84mm)

 

d1’ = m. Z1’ = 176(mm)

14
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
 Dd1=d1+2m+2m-2h=92,64

 

D’d1 =184,64(mm)

(1)
(2)
(3)
(4)

15
Đường kính vòng chân răng
Dc
 Dc1 = d1-2,5m +2m=74,68(mm)

 

D’c1= 166,68 (mm)

16
Đường kính vòng cơ sở
d0
 d01 = d1.cosa0 = 79,36 (mm)

 

d’01 = d1’.cosa0 =166,26(mm)

17
Đường kính vòng khởi thủy
dK
 dK1=d1(l0+1)= 84,45 (mm)

 

d’K1=d1’(l0+1)= 176,94 (mm)

18
Chiều cao răng
h
 h = 2,25.m-Dh0=8,96 (mm)

 
 
 
 

19
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0¸8,6).m, chọn B = 41(mm)

20
Chiều dày răng trên vòng chia
S
  S1 = 6,51 (mm)

 

S1’ = 6,51 (mm)

21
Hệ số trùng khớp
e
 

22
Góc ăn khớp
a
a =1908’

Bảng II-3. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2.

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1
Tỉ số truyền
i
 

2
Mô đun pháp
mn
mn = 4 mm

3
Bước pháp tuyến
tn
tn = p. mn = 12,56 mm

4
Góc nghiêng của răng
b
b = 16,460­

5
Hướng răng
 
 

6
Mô đun mặt đầu
ms
 mm

7
Bước mặt đầu
ts
ts = p. ms = 13,09 mm

8
Đường kính vòng chia
d
  d2 = ms. Z2 = 104,27 (mm)

 

d2’ = ms. Z2’ = 154,29(mm)

9
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
Dd2=d2+2.mn = 112,27(mm)

 

Dd2’=d2’+2.mn = 162,29 (mm)

10
Đường kính vòng chân răng
Dc
Dc2=d2-2,5.mn=94,27 (mm)

 

Dc2’=d2’-2,5.mn=144,29 (mm)

11
Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 9 (mm)

12
Khoảng cách trục
A
A = 129,3 (mm)

13
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0¸8,6).mn, chọn B = 32 mm

14
Góc prôfin gốc
a
a = a0 = 200

Bảng II- 4. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3.

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1
Tỉ số truyền
i
 

2
Mô đun pháp
mn
mn = 4 mm

3
Bước pháp tuyến
tn
tn = p. mn = 12,56 mm

4
Góc nghiêng của răng
b
b = 19,350­

5
Hướng răng
 
 

6
Mô đun mặt đầu
ms
mm

7
Bước mặt đầu
ts
ts = p. ms = 13,32 mm

8
Đường kính vòng chia
d
  d3 = ms. Z3 =  127,2 (mm)

 

d3’ = ms. Z3’ = 131,44 (mm)

9
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
Dd3=d3+2.mn = 135,2 (mm)

 

Dd3’=d3’+2.mn = 139,44 (mm)

10
Đường kính vòng chân răng
Dc
Dc3=d3-2,5.mn= 117,2 (mm)

 

Dc3’=d3’-2,5.mn= 121,44 (mm)

11
Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 9 (mm)

12
Khoảng cách trục
A
A = 129,3 (mm)

13
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0¸8,6).mn, chọn B = 32 mm

14
Góc prôfin gốc
a
a = a0 = 200

15
Hệ số dịch chỉnh x
x
x=0 (mm)

Bảng II- 5. Thông số của 2 bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng nhỏ | Bánh răng lớn

1
Tỉ số truyền
i
 

2
Bước răng
t
t = p.m = 12,56 mm

3
Mô đun
m
m = 4 mm

4
Góc nghiêng răng
õ
       õ=28,150

5
Mô đun mặt đầu
ms
mm

6
Bước mặt đầu
ts
ts = p. ms = 14,27 mm

7
Đường kính vòng chia
d
  D4 = ms. Z4 =154,53(mm)

 

d4’ = ms. Z4’ = 104,53 (mm)

8
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
Dd4=d4+2.mn = 162,53 (mm)

 

Dd4’=d4’+2.mn = 112,53 (mm)

9
Đường kính vòng chân răng
Dc
Dc4=d4-2,5.mn= 144,53 (mm)

 

Dc4’=d4’-2,5.mn= 94,53 (mm)

10
Chiều cao răng
h
 h= 2,25. m = 9 (mm)

11
Chiều cao chân răng
hc
hcgl = h’cl = 1,25.m = 5 (mm)

12
Khoảng cách trục
A
A = 129,3 (mm)

13
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0¸8,6).mn, chọn B = 32 mm

14
Góc prôfin gốc
a0
a0 = 200

Bảng II- 6. Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Thông số bánh răng

1
Bước răng
t
t = p.m = 12,56 mm

2
Mô đun
m
m = 4 mm

3
Góc nghiêng răng
õ
õ=0˚

4
Số răng
Z
Zl = 20

5
Đường kính vòng chia
d
dl = m. Zl = 100   (mm)

6
Đường kính vòng đỉnh răng
Dd
Dl = dl+2.m   = 108(mm)

7
Đường kính vòng chân răng
Dc
Dcl = dl-2,5.m = 90 (mm)

8
Chiều cao răng
h
hl = 2,25. m = 9 (mm)

9
Chiều dày răng trên vòng tròn chia
S
Sl = 0,5.t = 6,28 (mm)

10
Chiều rộng vành răng
B
B=(4,4¸7).m, chọn B = 42 mm

11
Góc prôfin gốc
a0
a0 = 200

12
Góc prôfin răng
at
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


PHẦN III:  KIỂM TRA  BỀN HỘP SỐ.


I.                   Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.


1. Mô men truyền đến các trục hộp số.


2.    Bảng III-1. Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số.

Stt
Tên gọi
Trị số mô men (N.m)

Từ động cơ truyền đến

1
Trục sơ cấp
MS = Memax= 650

2
Trục trung gian
Mtg = Memax.ia= 1372,22

3
Trục thứ cấp

 

Số 1

Số 2

Số 3

Số 4

Số 5

Mtc1 = Memax.³h1= 2944,5

 

Mtc2 = Memax.³h2= 2028

Mtc3 = Memax.³h3= 1417

Mtc4 = Memax.³h4= 923

Mtc5 = Memax.³h5= 650

Ta tính giá trị của mô men truyền từ động cơ đến các chi tiết đang tính và mô men tính theo bám từ bánh xe truyền đến theo các công thức đã có ở bảng III-1.


3. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng.

Áp dụng các công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng (Bảng III-2) ta sẽ tính được các giá trị của các lực này đối với từng cặp bánh răng.

     Bảng III-2. Công thức tính lực tác dụng lên các cặp bánh răng.

Stt
Tên gọi
Kí hiệu
Bánh răng thẳng
Bánh răng nghiêng

1
Lực vòng
Pi
 
 

2
Lực hướng kính
Ri
Ri = Pi.tga
 

3
Lực chiều trục
Qi
Qi = 0
Qi = Pi.tgbi

–   Z: Là số răng của bánh răng đang tính.

–   Mt: Mô men tính toán trên các trục hộp số

–   ms: Mô men mặt đầu (bảng thông số hình học của bánh răng).

–   a: Góc prôfin gốc (bảng thông số hình học của bánh răng).

–   b: Góc nghiêng của răng (bảng thông số hình học của bánh răng).

Với mỗi cặp bánh răng ta chọn số răng Z và mô men tính toán Mt như sau:

–   Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn luôn ăn khớp ta chọn tính cho bánh răng chủ động với Za = 18, nằm trên trục sơ cấp nên Mt = MSc.

–   Đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 ta chọn tính cho bánh răng chủ động  có Zg1 = 20, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.

–   Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có Zg2 = 25, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.

–   Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3 ta chọn tính cho bánh răng chủ động có Zg3 = 30, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.

Đối với cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 5 ta chọn tính cho bánh răng chủđộng có Zg4 =34, nằm trên trục trung gian nên Mt = Mtg.Các thông số còn lại ta lấy trong bảng các thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng.

Mô men bánh răng truyền thẳng là :     Mt=650

Mô men của trục trung gian là  :     Mttg=650.2,111=1372,2

 

Stt
Tên gọi
Lực vòng P(N)
Lực hướng kính R(N)
Lực chiều trục Q(N)

1
Cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp
    Pa = 15618,59
    Ra =6492,7
    Qa = 9011,9

2
Cặp bánh răng gài số 1
    P1 = 32654,7
    R1 = 11870,5
    Q1 = 0

3
Cặp bánh răng gài số 2
    P2 = 26287,8
    R2 =9977,9
    Q2 =7754,9

4
Cặp bánh răng gài số 3
    P3 = 21561,1
    R3 =4967,7
    Q3 = 7546,3

5
Cặp bánh răng gài số 4
    P4 = 17691,1
    R4 = 7317,6
    Q4 = 9464,7

6
Cặp bánh răng gàisố lùi
    Pl =27444,1
    Rl = 9989,76
    Ql =0

 

Bảng III-3. Giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng của hộp số


II.Tính toán trục hộp số.

Qua bảng 4-3, ta nhận thấy các lực tác dụng lên cặp bánh răng gài số 1 là lớn nhất so với các cặp bánh răng gài số khác (không tính đến số lùi). Bởi vậy để tính toán sức bền trục ta sẽ tính trục đang làm việc ở tay số 1.


1. Chọn sơ bộ kích thước các trục.

Kích thước các trục hộp số được chọn sơ bộ như sau:

–  Đường kính trục sơ cấp:

=   77,96  (mm).

chọn

–  Đường kính trục  trung gian :      d2 = 0,45.A  =  58,18 (mm).chọn d2 =58  (mm);  Đường kính trục thứ cấp :         d3 = 0,45.A    =  58,18 (mm).chọn d3 =44  (mm)

Đường kính khi  lắp bánh răng dy trươt là: d3’=58

–  Chiều dài trục sơ cấp và trung gian:  d/l=0,16ữ0,18  ;chọn l2 =550 (mm)

–  Chiều dài trục thứ cấp: d/l=0,16ữ0,18  ; chọn  ltc = 610(mm)

Với Memax là mô men xoắn lớn nhất của động cơ, Memax = 650 (N.m).


2. Chọn sơ bộ kích thước các ổ bi đỡ trục và chiều dài hộp số:

-ổ bi đỡ trục sơ cấp:

dxDxB≈0,3.Ax 0.9.Ax 0,22.A=51,6×28,46=58×112 x28

– ổ bi đỡ phía sautrục thứ cấp:

dxDxB≈0,4.Ax 0.9.Ax 0,22.A=51,72x x 116,37×28,46=52 x11228

-ổ bi đỡ đầu trước trục trung gian:

dxDxB≈0,3.Ax 0.65.Ax 0,2.A=38,7×84,05×25,86=38×11228

-ổ bi đỡ đầu sau trục trung gian:

dxDxB≈0,32.Ax 0.72.Ax 0,2.A=41,28×93,1×25,86=42x112x28

Cổ trục thứ cấp tựa lên trục sơ cấp:

d≈0,23.A=29,74d=30

với:

D-đường kính ngoài ổ bi

d-đường kính trong ổ bi

B-bề rộng ổ bi

Chiều rộng vành răng:b=0,22.A=28,46=28

Chiều rộng ổ bi: B=(0,2ữ0,22).A=28,46=28

2.2. kiểm bền trục:

* Tính trục

Sơ đồ lực vòng và góc xoay các trục: (số 1)

+trong mặt phẳng ZOX

+trong mặt phẳng ZOY

Hộp số là một bộ phận yêu cầu cần nhỏ gọn, không quá cồng kềnh do vậy khi tính toán không  để chiều dài trục quá dài, kích thước trục quá lớn mà vẫn đảm bảo hệ số an toàn của trục và khả năng làm việc tốt trong quá trình ô tô làm việc .

Ta có bảng khoảng cách các điểm đặt lực:

Số
a
b
c

1
32
350
95

P1

RC     PC                        Qa                                                                                          Rd

Pa      Ra                                                                                                          Pd             

                                                                                                R1

a                                                b                                                 c

216,3Nm

2384,6N.m

992,4 N.m                                                        1102,4 N.m

 

 
 

1371,5Nm

258,2 N.m

Hình 14. Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục trung gian ở

* Tính phản lực tại các gối đỡ:

Xét mô men tại điểm C theo phương y (phương của lực R):

Xét mô men tại điểm C theo phương x (phương của lực P):

Thay số ta có:

+ Phản lực tại gối C: Rc = 6759,1 (N); Pc = 8066,8(N).

+ Phản lực tại gối D: Rd = 11603,9 (N); Pd = 25102,8 (N).

*  Sau khi xác định được phản lực tại các ổ đỡ ta vẽ được biểu đồ nội lực của trục (Hình 14). Qua biểu đồ nội lực ta nhận thấy trên trục có 2 mặt cắt nguy hiểm đó là mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn ăn khớp và mặt cắt tại điểm bánh răng liền trục.

  1. Tính trục theo độ bền uốn.

Tại các tiết diện nguy hiểm, ứng suất uốn được xác định bằng công thức sau:

(1)

Trong đó:

–   Wu: Mô men chống uốn, vì trục đặc nên ta có Wu = 0,1.d3 =19511,2(mm3)

–   Mu: Mômen uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục, Mu được xác định theo công thức:

Xem thêm :  Bảng giá xe Toyota Innova 2018 mới nhất kèm mức giá lăn bánh tại đại lý

Xem thêm :  Keo tự vá là gì? Có nên dùng keo tự vá lốp ô tô? – Thiết bị sửa chữa ô tô

(2)

Với:

–   Mn: Mô men uốn trong mặt phẳng ngang (yox).

–   Md: Mô men uốn trong mặt phẳng thẳng đứng (zox).

  • Mặt cắt tại điểm lắp bánh răng luôn luôn ăn khớp.

Muy = Rc .a + Qa .ra’ =  992,4 (N.m).

Mux = Pc .a + Pa .ra’  =  258,2 (N.m).

Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 1025,4 (N.m).

Thay số vào công thức (1) ta có su = 52,55 (N/mm2); (Với d=dtb=58 (mm)).

  • Mặt cắt tại điểm có bánh răng liền trục (chủ động số 1).

Muy = Rđ .c  = 1102,4  (N.m).

Mux = Pđ .c   = 2384,6 (N.m).

Thay số vào công thức (2) ta có Mu = 2627,09 (N.m).

Thay số vào công thức (1) ta có su =124,6  (N/mm2)

(Ở đây bánh răng số 1 được chế tạo liền với trục, do đó d = d1 = 58 mm).

Vậy ứng suất uốn tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện:

su £ [su] = 160 (N/mm2).

*Tính trục theo ứng suât xoắn

Theo công thức

Trong đó

-Mx là momen xoắn của trục trung gian .   M=1371,5 (N.m)

-Wx là momen chống xoắn :với trục đặc Wx=0,2.d3

W=39022,4 (mm)

Vậy ứng suất xoắn:  35,14 (N/mm)<   []

Vậy  thoả mãn ứng suât cho phép

Vậy ứng suất uốn và xoắn tổng hợp được tính bằng công thức:

  • Ứng suất tổng hợp tại mặt cắt lắp bánh răng luôn luôn ăn khớp.

= 87,75 (N/mm2).

  • Ứng suất xoắn trục tại mặt cắt chứa bánh răng số 1.

= 143,05 (N/mm2).

Vậy ứng suất xoắn của trục tại hai mặt cắt nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện:

sth £ [sth] = 160 (N/mm2).


III)Tính bền bánh răng.


1. Tính sức bền uốn

Để tính toán sức bền uốn của các bánh răng ta áp dụng công thức thực nghiệm sau:

(MN/m2)  [1]

Trong đó:

–   P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết cần tính (MN) (Bảng III-3).

–   b: Chiều rộng vành răng (m) (Xem bảng thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng).

–  mntb: Môđun pháp tuyến ở tiết diện trung bình (m)(Lấy trong các bảng thông số hình học của cặp bánh răng tương ứng).

+  y là hệ số dạng răng phụ thuộc vào hệ số dịch chỉnh, cần tính số răng tương đương:

Z           Z             Z

Z           Z               Z            Z           Z    Z

Xác định theo đồ thị (giáo trình thiết kế và tính toán ôtô )

y1= 0,122  ;                         y2 = 0,131  ;                                   y3 = 0,138 ;

y4=0,141 ;                           y1’ =0,137 ;                                    y2’ = 0,134 ;

y3’ = 0,131 ;                        y4`=0,124;                                       yR = 0,126;

yR’  = 0,143  ;                    ya = 0,128 ;                                     ya’  = 0,137 ;

–   Kđ:  Hệ số tải trọng động bên ngoài, với xe khách ta chọn    Kđ = 2.

–   Kms: Hệ số tính đến ma sát

+   Đối với bánh răng chủ động :                                       Kms = 1,1

+   Đối với bánh răng bị động :                                          Kms = 0,9

–   Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững và phương pháp lắp bánh răng lên trục.

+   Đối với bánh răng công-xôn ở trục sơ cấp:                Kc = 1,2

+   Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp:                  Kc = 1,1

+   Đối với bánh răng luôn luôn ăn khớp:                                    Kc = 1,0

–   Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số lắp các bước răng khi gia công gây nên (số truyền thấp ta chọn giá trị nhỏ)                           K­tp=1,1¸1,3

chọn K­tp=1,1

–   Kgc: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng (do phương pháp gia công gây nên). Góc lượn được mài, chọn Kgc = 1,0

–   Kb: Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bền của răng.

+ Đối với bánh răng trụ răng thẳng:                                  Kb = 1,0

+ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng

tính hệ số Kb=1/ồa;          với ồa=[1,88-3,2(1/ Z1+1/ Z2)]cosõ       [3] Với: Kb = 0,6

Sau khi chọn hệ số k, công thức ứng suất  uốn của bánh răng được tính theo:

u= (đối với răng trụ răng nghiêng)

u=(đối với răng trụ răng thẳng)

Thay số vào công thức trên ta được

u1= 843,1(MNm2)                                                        u3= 312,4(MN/m2

u2= 401,34 (MN/m2)                                                        u4= 250,93(MN/m2)

ua = 121,05(MN/m2)

uR = 708,2(MN/m2)

u< [u] . trong đó

[u] = (350850) (MN/m2) đối với bánh răng số I và số II
[u] = (150400) (MN/m2) đối với bánh răng số III và số IV
[u] = (3001200) (MN/m2) đối với bánh răng số lùi

] = (350850) (MN/m) đối với bánh răng số I và số II [] = (150400) (MN/m) đối với bánh răng số III và số IV [] = (3001200) (MN/m) đối với bánh răng số lùi

Như vậy các bánh răng đều thỏa mãn điều kiện u< [u].

Vậy hê số an toàn là : K=(1,5-2) bánh răng đủ điều kiện bền


2. Tính sức bền tiếp xúc

Các cặp bánh răng ăn khớp với nhau được chế tạo cùng một vật liệu nên ta sử dụng công thức sau để tính ứng suất tiếp xúc:

(MN/m2).  [1]

Trong đó:

– b: Góc nghiêng của răng

– P: Lực vòng (MN) (Bảng III-3).

– E: Môđun đàn hồi , đối với thép ta có E = 0,2 MN/ m2.

– a: Góc ăn khớp.

– r1, r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động và bánh răng bị động (m)

– b’: Chiều dài tiếp xúc của răng (m)

Ta có

. = 2379,5 (MN/m2)

. = 1963,23 (MN/m2 )

.=1708,7(MN/m2) .. =1477,86 (MN/m2 )

.. =936,,2 (MN/m2 )

.= 1724,5 (MN/m2 )

, , < =1000 2500 MN/m2. (răng nghiêng)

<  = 1500 3000 MN/m2  (răng thẳng)

Với việc chọn vật liệu các cặp bánh răng hợp lí ta thấy ứng suất tiếp xúc sẽ không vượt quá ứng suất tiếp xúc cho phép với hệ số an toàn cho phèp


      4.  Phương án dẫn động hộp số

Cơ cấu gài số của hộp số giúp di chuyển các bánh răng của hộp số hoặc di chuyển bộ đồng tốc khi gài số hoặc nhả số. Cơ cấu sang số của hộp số gồm: cần số, ống trượt, càng sang số, lò xo định vị, chốt hãm và khoá bảo hiểm số lùi.

Cần số trên làm nhỏ và to dần ở đầu dưới theo dạng hình cầu lắp qua lỗ ở hộp số. Để tránh cần số xoay lung tung khi sang số nên ở cần số ta có bố trí chốt hãm. ở nắp hộp số ta khoan các lỗ để lắp ống trượt, trên ống trượt ta lắp càng sang số và đầu gạt số. Đầu dưới cần số cắm vào lỗ khuyết ở đầu gạt số. Càng sang số có thể di động trong rãnh lõm của các bánh răng di động và bộ đồng tốc. Muốn sang số, ta đẩy đầu cuối trên cần số vào vị trí nhất định, đầu cuối dưới cần số qua đầu gạt di chuyển ống trượt cùng với càng sang số và bánh răng gài số vào số cần thiết. Để giữ các bánh răng của hộp số ở đúng vị trí gài số hay vị trí trung gian ở cần số có lắp khoá hãm.

Khóa hãm gồm có hòn bi với lò xo nằm trong rãnh ở nắp hộp số. Trên con trượt có nhiều lỗ khuyết, số lượng lỗ khuyết đó tương ứng với số lượng số cần gài bởi ống trượt và có một rãnh dành cho vị trí trung gian.

ở vị trí gài số hay vị trí trung gian, dưới tác động của lò xo, hòn bi di chuyển vào chỗ lõm và hãm ống trượt ở vị trí nhất định. Để di chuyển ống trượt khi sang số cần phải có một lực đủ để kéo hòn bi ra khỏi chỗ lõm.

Trong khi sang số, đầu dưới cần số có thể lắp vào chỗ nối của hai đầu gạt số, do đó sẽ di chuyển hai ống trượt cùng một lúc, và như vậy sẽ gài 2 số một lúc. Để ngăn ngừa việc gài hai số cùng một lúc có thể làm gãy răng ta có bố trí các chốt hãm. Chốt hãm chế tạo theo dạng hình tròn hoặc thỏi dài, lắp vào trong rãnh ở giữa các ống trượt. ở các ống trượt có khoan các chỗ lõm đối diện với rãnh của chốt hãm khi chúng ở vị trí tương ứng với vị trí trung gian. Chiều dài thân cái hãm hoặc tổng số đường kính của hai hòn bi bằng khoảng cách giữa các ống trượt cộng với một chỗ lõm. Việc di chuyển một trong các ống trượt không thể thực hiện được chừng nào một phần hòn bi hay đầu cuối của thân khoá hãm chưa nằm gọn vào lỗ lõm của ống trượt bên cạnh và chưa được hãm lại.

Để ngăn ngừa tình trạng vào nhầm số lùi khi đang đi số tiến, ở cần số ta có lắp khoá bảo hiểm số lùi, khoá bảo hiểm gồm có piston với lò xo lắp ở đầu gạt số. Khi muốn sang số lùi ta cần dùng một lực lớn để đẩy cần số.

 


KẾT LUẬN:

          Đồ án môn học này đã hoàn thành được các nhiệm vụ tính toán và thiết kế đề ra dựa trên các thông số về kích thước và tải trọng của xe tham khảo MAZ-500A (Xe tải hạng nặng).

Giải quyết được mục đích chính của Đồ án là thiết kế hộp số trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hộp số có kết cấu và tính công nghệ phù hợp. Nghĩa là vừa đảm bảo được những yêu cầu cần thiết của hộp số, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo được tính tối ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế tạo.

Các trục và các cặp bánh răng trong hộp số được tính chọn và kiểm tra bền đều thoả mãn điều kiện làm việc.Do đề tài yêu cầu kiểm nghiệm bánh răng và trục nên vẫn chưa kiểm nghiệm các chi tiết khác như : đồng tốc, ổ lăn…

Bên cạnh quá trình tính toán Đồ án còn đưa ra các bản vẽ nhằm minh họa một cách sinh động cho quá trình thiết kế và tính toán hộp số, một  bản vẽ Ao về kết cấu và một bản vẽ  chi tiết A4 phục vụ cho quá trình sản xuất và chế tạo.

Tuy nhiên với khả năng còn hạn chế và do thời gian không cho phép, Đồ án môn học này không thể tránh khỏi hạn chế và thiếu sót. Vậy một lần nữa em kính mong sự đóng góp của thầy cô và bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án hoàn thiện hơn.

Hưng Yên, ngày   tháng     năm 2009

Sinh viên thực hiện.

Nguyễn Văn Huynh

 

TÀI LIỆU THAM KHẢO:

1-Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán ôtô-máy kéo(tập 1).

                                                  Nguyễn Hữu Hường(Chủ biên)

                                                  Phạm Xuân Mai-Ngô Xuân Ngát

2-Thiết kế và tính toán ôtô -máy kéo(tập 1).

                                                  Nguyễn Hữu Cẩn-Phan Đình Kiên

3-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập1-2).

                                                  PGS.TS.Trịnh Chất-TS.Lê Văn Uyển

4-Chi tiết máy(tập 1-2).

                                                  Nguyễn Trọng Hiệp

5-Lý thuyết ôtô- máy kéo


Tải xuống tài liệu học tập PDF miễn phí

Xem thêm bài viết thuộc chuyên mục: Ô TÔ

Xem thêm bài viết thuộc chuyên mục: Wiki

Related Articles

Trả lời

Email của bạn sẽ không được hiển thị công khai. Các trường bắt buộc được đánh dấu *

Back to top button