Xem mẫu
- Phần I: Giới Thiệu Chung Về Hộp Số.
I.Công dụng ,yêu cầu ,phân loại.
1.Công dụng.
Vì khả năng tải của động cơ chỉ thay đổi được 25%, cho nên để đảm
bảo tạo được lực kéo phù hợp với điều kiện chuyển động cụ thể của ô tô ta
cần phải sử dụng hộp số. Ngoµi ra, hép sè cßn dïng ®Ó thùc hiÖn
chuyÓn ®éng lïi hoÆc ®øng yªn trong thêi gian l©u dµi mµ kh«ng cÇn
t¾t m¸y.
2.Yêu cầu.
§Ó b¶o ®¶m c«ng dông nªu trªn, ngoµi c¸c yªu cÇu chung vÒ søc
bÒn vµ kÕt cÊu gän, hép sè « t« ph¶i tho¶ m·n c¸c yªu cÇu ®Æc trưng
sau :
- Hép sè « t« ph¶i cã ®ñ tû sè truyÒn cÇn thiÕt nh»m b¶o ®¶m tèt
tÝnh chÊt ®éng lùc vµ tÝnh kinh tÕ nhiªn liÖu khi lµm viÖc.
- Khi gµi sè kh«ng sinh ra c¸c lùc va ®ập lªn c¸c r¨ng nãi riªng vµ hÖ
thèng truyÒn lùc nãi chung. Muèn vËy, hép sè «t« ph¶i cã c¸c bé
®ång tèc ®Ó gµi sè hoÆc èng dÔ gµi sè.
- Hép sè ph¶i cã vÞ trÝ trung gian ®Ó cã thÓ ng¾t truyÒn ®éng
cña ®éng c¬ khái hÖ thèng truyÒn lùc trong thêi gian l©u dµi.
Ph¶i cã c¬ cÊu chèng gµi hai sè cïng lóc ®Ó b¶o ®¶m an toµn
cho hép sè kh«ng bÞ gÉy vỡ r¨ng.
- Hép sè ph¶i cã sè lïi ®Ó cho phÐp xe chuyÒn ®éng lïi; ®ång thêi
ph¶i cã c¬ cÊu an toµn chèng gµi sè lïi mét c¸ch ngÉu nhiªn.
- §iÒu khiÓn nhÑ nhµng, lµm viÖc ªm vµ hiÖu suÊt cao.
- 3.Phân loại.
Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:
- Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc:
+ Hộp số có trục cố định;
+ Hộp số có trục di động (hộp số hành tinh).
- Theo số trục của hộp số(không kể trục số lùi):
+ Hộp số hai trục;
+ Hộp số ba trục;
- Theo số tay số:
+ Xe con: 5 tới 6 tay số.
+Xe tải: 6 tới 12 tay số.
+ Xe kéo mooc: 15 tới 20 tay số
- Theo cơ cấu gài số:
+ Bằng bánh răng di trượt;
+Bằng bộ đồng tốc;
+Bằng phanh và ly hợp (đối với hộp số thủy cơ);
- Theo phương pháp điều khiển:
+ Điều khiển bằng tay ;
+Điều khiển tự động ;
+ Điều khiển bán tự động;
- - Theo loại bánh răng:
+ Bánh răng thẳng;
+ Bánh răng nghiêng (hay sử dụng);
+ Bánh răng chữ V;
II.Quan điểm thiết kế.
Theo yêu cầu của bài toán là thiết kế cho xe 3 tấn với xe tham khảo là xe
LF3070G1 (XK3000BA)
Sản phẩm:VINAXUKI - 3000BA
- Tải trọng : 2980(KG)
Kích thước : 6150 x 2100 x 2570
Dung tích xi lanh : 3760
Ta chọn hộp cơ khí giống như xe tham khảo với lí do:
+ Giá cả chế tạo cho sản phẩm là sẽ thấp.
+ Độ tin cậy của sản phẩm là sẽ cao hơn so với hộp số vô cấp.
Tại sao không sử dụng hộp số 4 cấp hay 8 cấp mà lại sử dụng hộp số 5 cấp
số:
+Do anh hưởng của số lượng số truyền trong hộp số.
+ Khi sử dụng nhiều tay số thì :Tính kinh tế nhiên liệu sẽ tăng lên , tính phức
tạp cũng tăng theo,làm cho giá thành của cả chiếc xe cũng tăng lên.Điều này
làm mất tính cạnh tranh của sản phẩm.
Trong 2 trục phương án thiết kế ta chọn loại hộp số 3 trục thay cho việc sử
dụng hộp số với những lí do sau:
+ Với hộp số 3 trục thì trục sơ cấp và thứ cấp là đồng trục cho nên sẽ tạo ra
được số truyền thẳng giúp cho các bánh răng và các ổ bi không chịu tải(ít
phải làm việc ,tăng hiệu suất…).Mặt khác thì số truyền thẳng là tay số được
sử dụng nhiều nhất –khoảng 60 đến 80% thời gian sử dụng của hộp số.
+Với hộp số 3 trục thì chúng ta còn tạo ra được tỉ số truyền lớn cho hộp số.
III.Kết luận về phương án thiết kế.
Từ các quan điểm thiết kế đã nêu ở trên ta đi tới phương án thiết kế sau:
- Hộp số cơ khí với 5 cấp số;
- - Số trục hộp số là 3 trục;
- Cách chuyển số là sử dụng bộ đồng tốc cùng khớp gài số;
- Điều khiển bằng tay;
- Loại bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng.
Za1 ZaL
Za2
Za3
Za6 Za4
Za7 Za5
BK7 Ra
Vào B1 BK8 B2 B3
BK4 BK3 BK2 BK1
BK6
w
a
T1 T3
T2 BK5
B7 B6
B4
w2
T6
a
Zb6
B5
Zb7 Zb1 T5
Zb2
Zb3
Zb4
Zb5
T4
Zc1 ZcL
Hình vẽ sơ đồ của hộp số
Hép cÊp sè cã hai cÊp sè nhanh vµ cÊp sè chËm. Hép ®îc l¾p
ghÐp bulông víi th©n hép sè chÝnh. Trong hép sè phô cã trôc vµo T1,
trôc T2 trªn ®ã cã c¸c cÆp b¸nh r¨ng cÊp chËm Z a6 vµ b¸nh r¨ng Za7 lµ
- b¸nh r¨ng liÒn víi trôc vµo T1. Bé èng cµi vµo b¸nh r¨ng Z a7 sÏ dÉn ®éng
truyÒn th¼ng, vÒ phÝa sau cµi víi b¸nh r¨ng Z a6 chuyÓn sang cÊp sè
chËm. Trôc T6 trªn ®ã cã b¸nh r¨ng èng Zb6 vµ Zb7 ë vÞ trÝ trung gian cña
bé truyÒn cÊp sè nhanh hoÆc chËm t¬ng øng.
Trong hép sè chÝnh cã 5 cÆp b¸nh r¨ng t¬ng øng víi c¸c tay sè tõ 1
®Õn 5 ®îc ký hiÖu tõ Za1 ®Õn Za5 quay lång kh«ng trªn trôc chÝnh T3
b»ng c¸c æ bi kim vµ Zb1 ®Õn Zb5 cè ®Þnh trªn trôc r¨ng tÇng T5. ë tay sè
lïi gåm b¸nh r¨ng ZaL ®îc dÉn ®éng bëi trôc trung gian T 4 trªn ®ã cã ZcL vµ
Zc1. Bé ®ång tèc ®¬n kiÓu chèt bè trÝ t¹i c¸c tay sè 2 - 3 vµ 3 - 5 víi c¸c
èng cµi r¨ng then th©n khai. C¸c b¸nh r¨ng trong hép sè ®Òu lµ r¨ng
nghiªng (helical gears).
Trªn hép sè cã 7 æ bi cÇu ®ì, vÞ trÝ l¾p æ bi t¹i c¸c ®Çu trôc vµ ®îc
ký hiÖu tõ B1 ®Õn B7. C¸c æ bi kim ®îc ký hiÖu tõ BK1 ®Õn BK8 l¾p
trong b¸nh r¨ng quay lång kh«ng trªn trôc chÝnh.
Vá hép sè lµ chi tiÕt vá máng ®óc b»ng gang x¸m cã c¬ tÝnh cao cã
kh¶ n¨ng chÞu rung ®éng khi xe ch¹y. C¬ cÊu cµng gµi sè trong hép sè
chÝnh gåm c¸c cµng gµi vµ ba thanh hai xoay ®Ó thùc hiÖn hai chuyÓn
®éng xoay chän cöa sè vµ cµi èng r¨ng t¬ng øng víi tay sè ®· chän.
Trong hép sè phô chØ cã mét cµng g¹t vÒ phÝa tríc vµ phÝa sau. C¬
cÊu dÉn ®éng sè b»ng d©y c¸p dÉn ®éng tõ tay g¹t cña ngêi l¸i xe ®Õn
c¬ cÊu ®ßn bÈy trªn hép sè. ViÖc lµm kÝn khÝt hép sè b»ng c¸c phít lµm
kÝn ë c¸c ®Çu trôc hoÆc æ bi, phÝa ngoµi cã n¾p che. Møc dÇu b«i
tr¬n trong hép sè ®Õn miÖng cöa tra dÇu. Nót x¶ dÇu cã g¾n nam
ch©m hót c¸c m¹t kim lo¹i hoÆc t¹p chÊt nhiÔm tõ trong hép sè
- Phần II: Tính Toán Thiết Kế Hộp Số.
I.Tính Toán Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số.
1.Theo xe tham khảo ta có :
Tỉ số truyền ở tay số I là :IhI=7.31.
Tỉ số truyền lực cuối cùng: Icc=6.57.
2.Tỉ số truyền trung gian của hộp số chính.
Bài toán1: Tính tỉ số truyền trung gian của hộp số chính.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
%Nhap du lieu:
ih1=7.31;
for m=1:5
ih(m)=((ih1)^(5-m))^(1/4)
end
fprintf('Cac ty so truyen trung gian cua Hop
So la ih1= ih2= ih3= ih4= ih5=...%1.2f %1.2f
%1.2f %1.2f
%1.2f',ih(1),ih(2),ih(3),ih(4),ih(5))
IhI IhII IhIII IhIV IhV
7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000
- 3.Tỉ số truyền của hộp số phụ và hộp số lùi.
3.1.Số lùi
Tỉ số truyền của số lùi thường được chọn
IL=( 1 ÷ 1.3 ) .IhI (Quyển [I]-142)
=( 1 ÷ 1.3 ). 7.31
= 7.31 ÷ 9.50.
Ta chọn IL=7.31.
3.2 Hộp số phụ.
Công bội của hộp số phụ là: qp=q= 4 7.31 .
- Số truyền cao nhất: Ip1=1.
(n −1)
- Số truyền thấp nhất : Ip2= q p p .I p2 = 4 7.31 .1=1.64.
Kết Luận Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số:
Số Phụ IhI IhII IhIII IhIV IhV Số Lùi.
1.0000 7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000 7.31
1.64 11.98 7.29 4.43 2.69 1.64 11.98
- II.Tính Toán Các Chi Tiết Trong Hộp Số.
2.1.Bánh Răng.
2.1.1 Hộp số chính.
Cặp bánh răng luôn ăn khớp:
- Khoảng cách trục aw tính theo công thức thực nghiệm là:
aw=Ka. 3 M e max
Trong đó: Ka là hệ số kinh nghiệm. Chọn Ka=18
M e max là mô men xoắn cực đại của động cơ . M e max =300(Nm).
Ta được aw=18. 3 300 ≈ 120 (mm).
- Góc nghiêng răng ta chọn : β = 28° .
-Mô đun pháp tuyến của bánh răng ta chọn theo : mn=3.5 mm
mt=4.0 mm.
- Số răng :
2.aw cosβ 2.120.cos28°
Chọn Za5=19 ⇒ Zb5= − Za5 = − 19 ≈ 42.
mn 3.5
- Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:
Z b5 42
Ia= Z = ≈ 2.21. ⇒ Ig=….
a5 19
- Bài toán 2: Tính chính xác số răng của các bánh răng trong hộp số chính, dịch
chỉnh bánh răng đảm bảo khoảng cách trục giữa các trục.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
aw=120;
β =[10.43 27.96 28.087 28.087];
m=[4.25 3.75 3.75 3.5];
Ih=[7.31 4.45 2.7 1.64];Ia=2.21;
I hi (Trong đó i=1 4).
I gi = . ÷
Ia
2aw .cosβ i
Zbi= (Trong đó i=1 ÷ 4).
mni (1 + igi )
Zai=Zbi.Igi (Trong đó i=1 ÷ 4).
Z bi
Igi= (Trong đó i=1 ÷ 4).
Z ai
Ihi=Ia. Igi (Trong đó i=1 ÷ 4).
mn .( Z ai + Z bi )
awi= (Trong đó i=1
2.cosβ i
÷ 5).
ac − awi ; -Hệ số dịch
λoi = ξi
awi
chỉnh cho các răng.
- Kết quả của bài toán cho thấy chỉ cặp bánh răng (Za3- Zb3) là ta phải dịch chỉnh
góc: λ0 = -0.0163.
Từ phụ lục 4( Quyển [2]-51). Ta được: ξo =-0.01525, α =17012’.
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng được xác định:
ξt =0.5. ξo .( Za3+ Zb3).=0.5.( -0.01525)(32+26)= - 0.44225.
Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng Za3 và Zb3 là:
ξ1 = ξ 2 = ξt /2= - 0.221125.
2.1.2 Số lùi.
- Khoảng cách trục aw2 ta chọn theo xe tham khảo ta nhận được:
aw2=78 mm.
- Chọn góc nghiêng của các răng trên trục T4 là: β =11o .
- Chọn mô đun của các răng trên trục T4 là : mn=4.25 mm.
- Tính Zc1:
2.aw 2 .cosβ 2.78.cos11
Zc1= − Z b1 = − 13 = 23
mn 4, 25
- Tính ZcL:
IgL=IL/(Zc1/Zb1)/Ia=7.31/(23/13)/2.21=1.8695.
Chọn ZaL= Za1=43.
ZcL= ZaL/ IgL=43/1.8695=23.
- Bài toán 3: Xác định các thông số hình học cơ bản
của các bánh răng hộp số.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Các thông số của bài toán này được lấy từ kết quả
của bài toán 2.
- Số răng ;
- Hướng răng;
Z bd
- Tỉ số truyền: i= Z
cd
- Bước răng pháp tuyến: t n = π .mn.
mn ( Z1 + Z 2 )
- Góc nghiêng của răng: cos β = 2.aw .
m
- Mô đun mặt đầu: m s = cosnβ .
- Bước răng mặt đầu: ts= π .ms .
- Đường kính vòng tròn chia:
d1=ms.Z1 ; d2=ms.Z2
- Đường kính vòng đỉnh:
da1= d1+2.mn ; da2= d2+2.mn
- - Đường kính vòng đáy:
df1= d1 - 2.5mn ; df2= d2 - 2.5mn
- Chiều cao răng: h=2,25. mn.
- Bề rộng vành răng: bw=(7 ÷ 8) mn.
bw
- Chiều dài răng: b= cosβ .
mn ( Z1 + Z 2 )
- Khoảng cách trục: a w = 2.cosβ
.
- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: α
- Bánh răng Zb1 Za1 Zb2 Za2 Zb3 Za3 Zb4 Za4 Za5 Zb5 Zb1 Zc1 ZcL ZaL
Số răng Z 13 43 19 38 26 32 35 26 19 42 13 23 23 43
Hướng
Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Trái Phải
răng
T ỉ số
3.3077
truyền i. 2.0000 1.2308 0.7429 2.2105 1.7692 1.8696
Mô đun
pháp 4.2500 3.7500 3.7500 3.5000 3.5000 4.2500 4.2500
tuyến mn.
Bước
pháp 13.3518
13.3518 11.7810 11.7810 10.9956 10.9956 13.3518
tuyến
tn(mm).
Góc
nghiêng 11.2550
10.4300 27.9600 28.0870 28.0870 28.0870 11.0000
răng β (o).
Mô đun
4.3333
mặt đầu 4.3214 4.2456 4.2506 3.9672 3.9672 4.3295
ms(mm).
Bước mặt
đầu 13.5761 13.3378 13.3536 12.4633 12.4633 13.6017 13.6136
ts(mm).
D vòng
chia d 56.17 185.82 80.66 161.33 110.51 136.02 138.85 103.15 75.37 166.62 56.28 99.57 99.66 186.33
(mm).
D vòng
đỉnh da 64.67 194.32 88.16 168.83 118.01 143.51 145.85 110.14 82.37 173.62 64.78 108.08 108.16 194.83
(mm).
D vòng
đáy df 45.55 175.19 71.29 151.95 101.14 126.64 130.10 94.39 66.62 157.87 45.66 88.95 89.04 175.71
(mm).
- 2.1.3.Kiểm nghiệm bền cho các bánh răng.
Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số:
Mô men tính toán MT được chọn từ giá trị nhỏ hơn tính được từ
- Mô men từ động cơ truyền đến : MT=Memax.iT
ϕ .Gϕ .rbx
- Theo bám từ bánh xe truyền đến: M T = *
.
iT
Trong đó: Memax là momen cực đại của động cơ. M e max =300(Nm).
ϕ là hệ số bám của bánh xe. ϕ =0.85.
G ϕ là trọng lượng bám của ô tô. G ϕ = 25500(N).
rbx là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động.
Cỡ lốp:8.25-20 nên rbx=(8.25+20).25.4/2=0.3587(m).
iT là tỉ số truyền tính từ động cơ tới chi tiết đang xét.
*
iT là tỉ số truyền từ chi tiết đang xét tới bánh xe chủ động.
Bài toán 4: Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số:
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
- Kết quả của bài toán:
Từ động cơ truyền Từ bánh xe truyền
Trục nhận mô men.
đến(Nm). đến(Nm).
Trục sơ cấp. 300 161.8854
357.7659
Trục trung gian. 663
Số 1 2193 1183.4
Số 2 1326 1183.4
Trục thứ cấp. Số 3 816 1183.4
Số 4 492.5 1183.4
Số lùi 2193 1183.4
Trục số lùi. 632.972
1173
Xác định lực tác dụng lên các bánh răng:
Lực tác dụng lên các bánh răng nghiêng gồm các thành phần lực sau
(xét trên trục thứ i):
2.M T
- Lực vòng: Pi = .
z.ms
tgα
- Lực hướng kính: Ri = Pi . .
cosβi
- Lực dọc trục: Qi = Pi .tg β i
Trong đó:
MT :là môm men tính toán .
z :là số răng.
ms :là mô đun mặt đầu.
α :là góc ăn khớp.
β là góc nghiêng của bánh răng.
- Bài toán 5: Xác định lực tác dụng lên các bánh răng:
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Kết quả bài toán:
Lực vòng Lực hướng kính Lực dọc trục
Trục Tên gọi
Pi (N). Ri(N). Qi (N).
Sơ cấp. Za5 4295.4 1772.1 2292.3
Zb1 12737 4713.7 2344.5
Zb2 8870 3655.2 4708.5
Trung
Zb3 6474 2271.7 3455.2
gian.
Zb4 5153 2126.0 2750.0
Zb5 4294 1771.6 2291.7
Za1 12737 4713.8 2344.6
Za2 8870 3655.2 4708.5
Thứ cấp. Za3 6474 2271.7 3455.2
Za4 5153 2126.0 2750.0
ZaL 12702 4713.8 2527.8
Zc1 12713 4717.9 2529.9
Số lùi.
ZcL 12713 4717.9 2529.9
- a.Kiểm nghiệm bền uốn.
P
σ u = K d .K ms .K c .K tp .K gc . ( MN / m 2 ) .
b.π .mntb . y.K β
Trong đó:
Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài
Kms:Hệ số tính đến ma sát.
Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên
trục.
Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây
nên.
Kgc:Hệ số tính số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng ,do
phương pháp gia công gây nên.
β
K :Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với
sức bền của răng .
P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính.(MN)
b: Chiều rộng làm việc của vành răng.
mntb: Mô đun pháp tuyến ở tiết diện trung bình.
y:Hệ số dạng răng.
β
K :Hệ số tải trọng động bên ngoài.
b.Kiểm nghiệm bền tiếp xúc.
P.E 1 1
σ tx = 0, 418.cosβ . ( + ) (MN/m2).
b '.sin α .cosα r1 r2
Trong đó:
β : Góc nghiêng của bánh răng.
P: Lực vòng tác dụng lên bánh răng.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu.
b’: chiều dài tiếp xúc của các bánh răng.
α : Góc ăn khớp.
r1: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động.
r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng bị động.
- Kết quả tính toán bền uốn và bền tiếp xúc của các bánh răng:
Bánh răng. Zb1 Za1 Zb2 Za2 Zb3 Za3 Zb4
σ u (MN/m2). 502.5922 598.0000 646.4181 516.6942 264.8976 278.4442 275.6594
[σ u ] /1.3 269.2308 269.2308 269.2308 269.2308 115.3846 115.3846 115.3846
( MN/m ) 2 ÷ ÷ 653.846 ÷ 653.846 ÷ 653.846 ÷ 307.692 ÷ 307.6923 ÷ 307.6923
653.8462 2 2 2 3
σ tx (MN/m2). 1190.3 1190.3 957.4 957.4 898.1 898.1 911.5
[σ tx ]
( MN/m2) 1000 ÷ 2500
Bánh răng. Za4 Za5 Zb5 Zb1 Zc1 ZcL ZaL
σ u ( MN/m2) 225.9207 262.8799 289.5454 501.6452 647.9346 791.9201 596.8732
[σ u ] /1.3 115.3846 115.3846 115.3846 230.7692 230.7692 230.7692
÷ 307.692 ÷ 307.692 ÷ 307.692 ÷ 923.076 ÷ 923.076 ÷ 923.076 230.7692 ÷ 92
2
(MN/m ) 3.0769
3 3 3 9 9 9
σ tx (MN/m2). 911.5 973.4 973.4 1301.2 1301.2 967.5 967.5
[σ tx ]
( MN/m2) 1000 ÷ 2500
nguon tai.lieu . vn