đồ án thiết kế máy tính toán thiết kế hộp số xe ô tô toyota altis

TRƯỜNG CƠ KHÍ - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀNỘIVIỆN CƠ KHÍ ĐỘNG LỰCĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁYTÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE Ô TÔ TOYOTA ALTISHọ và tên sinh viên: Nguyễn Sơn TùngMã số sinh viên: 201

TRƯỜNG CƠ KHÍ - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀNỘI

VIỆN CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE Ô TÔ TOYOTA ALTIS

Họ và tên sinh viên: Nguyễn Sơn TùngMã số sinh viên: 20185950

Lớp: Kỹ thuật ô tô 04 – K63I, SỐ LIỆU CHO TRƯỚC- Loại ô tô: Xe con

- Tải trọng định mức: 1640 kg

- Độ dốc lớn nhất của mặt đường mà xe vượt được: amax = 10o- Các số liệu còn lại tham khảo xe Altis

II, NỘI DUNG THỰC HIỆN

- Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực, tính toán lựa chọnbánh răng hộp số.

- Tính toán trục, tính toán ổ lăn của hộp số.III, KHỐI LƯỢNG THIẾT KẾ

Lời nói đầu

Đi cùng xu thế hội nhập, phát triển của thế giới, đất nước Việt Nam chúng ta cũng đang ngày ngày chuyển mình trong quá trình công nghệp hóa, hiện đại hóa Ngành công nghiệp cơ khí nói

chung cũng như ngành công nghiệp cơ khí ô tô nói riêng là một trong những mũi nhọn được nhà nước đầu tư và phát triển, với hàng hàng nhà máy ô tô tiên tiến cùng với các viện đào tạo nguồnnhân lực chất lượng cao được thành lập

Ô tô, với những tiện ích không thể phủ nhận đối với đời sống và sựphát triển nền kinh tế, đang ngày càng được phổ biến rộng rãi Vớiô tô, một trong những bộ phận tối quan trọng, không thể thiếu và ảnh hưởng trực tiếp đến quá trình điều khiển và vận hành, chính làhộp số, đối tượng nghiên cứu của em trong đồ án này Ngày nay, hộp số ô tô đã được phát triển vô cùng phong phú cả về chủng loạilẫn kết cấu công nghệ Tuy nhiên, hộp số truyền động cơ khí

truyền thống, mặc dù còn những nhược điểm so với ngưởi anh em hộp số tự động được dùng trong nhiều dòng xe chất lượng cao, vẫn được sử dụng tương đối rộng rãi.

Trong quá trình học tập tại trường Đại học Bách khoa Hà Nội, em đã nắm bắt được những kiến thức cơ bản về hộp số, từ kết cấu đến công nghệ chế tạo cơ bản Từ những kiến thức ấy, em đã thựchiện đồ án thiết kế máy vơi đề tài “TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ XE Ô TÔ TOYOTA ALTIS”.

Trong quá trình làm đồ án, em đã nhận được sự giúp đỡ của giảng viên hướng dẫn NGUYỄN THẾ LƯƠNG, cùng các thầy trong bộ môn Các thầy đã có những góp ý, hướng dẫn tận tình giúp em hoàn thành trọn vẹn được đồ án được giao này.

Mặc dù đã rất cố gắng, nhưng do năng lực có hạn, nên em tin rằngđồ án vẫn không thể tránh được những thiếu sót Em rất mong được sự góp ý của thầy cùng các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn.

Thay cho lời cuối, em xin chân thành cảm ơn giảng viên hướng dẫn NGUYỄN THẾ LƯƠNG đã tận tình giúp đỡ, hướng dẫn, tạo điềukiện tốt nhất cho em hoàn thành đồ án này

Em xin chân thành cảm ơn.

Hà Nội, ngày 04 tháng 07 năm 2022Sinh viên thực hiện

mm x mm xmm

10 Hệ thống truyền độngFWD, Dẫn động cầu trước

Sơ đồ trục hộp số

Chương II LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỘP SỐ 7

II 1 Thiết kế tính toán hộp số 7

II 1 1 Tính toán tỷ số truyền 7

II 1 2 Tính toán các thông số cơ bản của bánh răng 8

II 1 3 Dịch chỉnh góc bánh răng 11

II 1 4 Các kích thước cơ bản của các cặp bánh răng 15

II 2 Tính toán lực, ứng suất chọn vật liệu bánh răng 16

II 4 2 Xét ổ lăn trên trục trung gian 28

II 4 3 Xét ổ lăn trục sơ cấp 29

Chương III : LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN 31

1 Dung sai lắp ghép ổ lăn 31

2 Dung sai lắp ghép then bằng 31

3 Dung sai lắp ghép bánh răng 31

- Thay đổi chiều chuyển động tiến hoặc lùi.

- Ngắt động cơ khỏi hệ thống truyền lực trong khoảng thời gian tùy ýmà không cần tắt máy và mở ly hợp.

Trong hộp số cơ khí, việc biến đổi mômen vận tốc góc được thực hiệnnhờ các bộ truyền báng răng Cùng giá trị mômen xoắn và vận tốc gócđộng cơ, mômen và vận tốc góc của bánh xe chủ động có thể thay đổiđược bằng cách thay đổi tỷ số truyền của hộp số Cụ thể hơn, nếu sửdụng tay số thấp (tỷ số truyền lớn) của hộp số thì sẽ có được mômenkéo tại bánh xe chủ động lớn, nhưng vận tốc bánh xe nhỏ, và ngược lại.

Trên một số ô tô, chức năng thay đổi mômen truyền có thể đảm nhậnnhờ một số cụm khác (hộp phân phối, cụm cầu xe) nhằm tăng khảnăng biến đổi mômen đáp ứng mở rộng điều kiện làm việc của ô tô.

I 1 2, Yêu cầu

Hộp số ô tô đáp ứng những điều kiện cơ bản:

- Có dải tỷ số truyền thích hợp, phân bố các khoảng thay đổi tỷ sốtruyền tối ưu, phù hợp với tính năng động học yêu cầu và tính kinh tếvận tải.

- Có hiệu suất truyền lực cao.

- Khi làm việc, không gây tiếng ồn, chuyển số nhẹ nhàng, không phátsinh tải trọng động khi làm việc.

- Có cơ cấu định vị chống nhảy số và cơ cấu chống gài đồng thời hai số.- Có vị trí trung gian để có thể ngắt động cơ ra khỏi hệ thống truyền lựctrong thời gian dài.

- Có cơ cấu báo hiệu khi gài số lùi.

- Kết cấu nhỏ gọn, dễ điều khiển, bảo dưỡng và sửa chữa.

- Có khả năng bố trí cụm trích công suất để dẫn động các thiết bị phụkhác.

I 2 Hộp số Toyota Altis

I 2 1 Cấu tạo

- Nắp và vỏ hộp số: Bộ phận này có nhiệm vụ bao kín và che các bộphận bên trong hộp số Ngoài ra, nắp hộp còn dùng để lắp cơ cấuchuyển đổi số.

+ Vỏ hộp sô dùng để lắp các vong bi đỡ trục, chứa dầu bôi trơn,treo hộp số vào khung xe.

+ Trên vỏ hộp số có thể hiện rõ các nút xả dầu, nút bổ sung vàkiểm tra mức dầu.

- Ổ bi: Biến ma sát trượt thành ma sát lăn nhầm giúp tăng tuổi thọ làmviệc cảu thiết bị và tránh gây ra tiếng ồn trong khi hộp số hoạt động.- Trục hộp số: trục sơ cấp – trung gian – thứ cấp ở hộp số dọc

- Bánh răng trong hộp số: Có nhiệm vụ truyền lực và biến đổi tốc độquay giữa hai hay nhiều chi tiết khác nhau.

- Bộ đồng tốc: Có nhiệm vụ ngăn ngừa sự trèo răng trong quá trình vàokhớp, khóa bánh răng thứ cấp vào trục thứ cấp

+ Bộ đồng tốc có tác dụng làm đồng đều tốc độ của các bánhrăng khi vào số, tránh các va đập giữa các bánh răng giúp quá trình gàisố êm, dễ dàng, không gây tiếng kêu.

I 2 2 Nguyên lý hoạt động

- Vị trí trung gian (số 0): các cặp bánh răng đồng tốc chưa vào ăn khớp,lúc này nếu trục vào I quay sẽ truyền sang trục II nhưng không truyềnra trục thứ cấp.

+ Gài số: Gạt bộ đồng tốc B sang phải ăn khớp với bánh răng số2.

+ Dòng truyền công suất: Từ trục sơ cấp I  cặp bánh răng a’a trục trung gian III  sang cặp bánh răng 2’2  cuối cùng ra trục thứcấp II.

- Vị trí tay số 3:

+ Gài số: Gạt bộ đồng tốc B sang trái ăn khớp với bánh răng 3.+ Dòng truyền công suất: Từ trục sơ cấp I  cặp bánh răng a’a trục trung gian III  Sang cặp bánh răng 3’3  rồi ra trục thứ cấp II.- Vị trí tay số 4:

+ Gài số: Gạt bộ đồng tốc C sang trái ăn khớp với bánh răng a.+ Dòng truyền công suất: Từ trục sơ cấp I  qua bộ đồng tốc C sang trục thứ cấp thứ II.

- Vị trí tay số 5:

+ Gài số: Gạt bộ đồng tốc C sang phải ăn khớp với bánh răng 5.+ Dòng truyền công suất: Từ trục sơ cấp I  cặp bánh răng a’a trục trung gian III  sang cặp bánh răng 5’5  rồi ra trục thứ cấp II.- Vị trí tay số lùi:

+ Gài số: Gạt báng răng di trượt 1’ sang ăn khớp với bánh răngL2.

+ Dòng truyền công suất: Từ trục sơ cấp I  đến cặp bánh rănga’a  trục trung gian III  cặp bánh răng L-L1 cặp bánh răng L2-1’ ra trục thứ cấp II.

Chương II LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỘP SỐ

II 1 Thiết kế tính toán hộp số

II 1 1 Tính toán tỷ số truyền

a Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính (i0)Chế độ tải trọng khi thiết kế

Với: Mt: Momen tính toán ở hộp số

Me: Momen của động cơ, Me=Memax ( xét với ô tô)i: Tỷ số truyền tính từ động cơ đến hộp số

2.65=36 ×0.235

2.65 =3.1924

(Với: θ=30÷ 40 – Hệ số vòng quay của động cơ đối với xe ô tô Chọn: θ=36

b Tính tỷ số truyền các tay số trung gian

b.1 Xác định tỷ số truyền tay số 1 (Tỷ số truyền cực đại)Ta xác định tỷ số truyền tay số 1 theo điểu kiện cản và điều kiện bám:

Fψmaxmax≤ Fkmax≤ Fφmaxmax

→ Gψmaxmax≤Memaxihmaxi0ηt

rb≤Gφmaxφmaxmax→G ψmaxmaxrb

Mti0 ≤ ihmax≤GφmaxφmaxmaxrbMti0

Với:

G=1655 × 9.81=16235.55 N – Tải trọng toàn bộrb = 235 mm

Mt=Memax∗ηt=147.05 Nm

Memax=173 Nm - Momen xoắn tối đa của động cơ

ηt=0.85 - Hiệu suất truyền lực (0.85 ÷ 0.95)

ψmaxmax=f +idmax=0.01(1+ v

160)+tan αmax

¿0.01(1+200

160)+tan 10o=0.1988 - Hệ số cản tổng cộng

Gφmax=0.7 G=0.7 ×16235.55=11364.89N - Trọng lượng bám của xe

φmax=0.8- Hệ số bám của xe đối với mặt đường, chọn với đường nhựakhô sạch

→ 1.6157≤ ihmax≤ 4.5513→ Chọn:ihmax¿ih 1=3.6

b 2 Tính toán tỷ số truyền của các tay số trung gian

Đối với xe thường làm việc với số trung gian và số thấp nên số trunggian được xác lập theo cấp số nhân như sau:

Khoảng cách trục là một thông số quan trọng quyết định kích thước cácte hộp số nói chung và kích thước các chi tiết bên trong hộp số nói riêng (bánh răng, đồng tốc, ổ bi, … )

Khoảng cách trục sơ bộ được tính theo công thức kinh nghiệm:

Theo giá trị tiêu chuẩn, ta chọn aw=80 (mm)

b Chọn thông số module và góc nghiêng β

Với sơ đồ hộp số đã cho, hầu hết các cặp bánh răng luôn ăn khớp nên sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng để giảm tiếng ồn, tăng độ bền vững của răng và truyền momen tốt hơn Riêng số lùi và số 1, do cần thực hiện việc gài răng nên sử dụng bánh răng trụ răng thẳng để dễ dàng trong việc ăn khớp.

-Module pháp của bánh răng ma của các bánh răng trong hộp số thường chọn theo kinh nghiệm trong khoảng:

Đối với xe con loại nhỏ: 2.25 ÷ 2.75, ta chọn mn = 2.5-Góc nghiêng của răng được chọn trong khoảng :

Đối với hộp số hai trục ô tô xe con β=20o÷ 25o, ta chọn β=25o.Bề rộng bánh răng :

Giảm độ dài hộp số bằng cách giảm chiều rộng làm việc của bánh răng,khi đó cần tăng khoảng cách trục đẻ làm giảm lực tác động lên các bánh răng, nhưng điều đó làm tăng khối lượng hộp số Việc làm giảm chiều rộng răng cũng làm mất ưu điểm của bánh răng nghiêng là ăn khớp dịu êm do hệ số trùng giảm xuống Có thể bù hệ số trùng khớp bằng cách tăng góc nghiêng của bánh răng Nhưng việc đó làm tăng lựcchiều trục lên các ổ bi Nếu chọn bề rộng làm việc của bánh răng quá lớn thì cũng không hợp lý vì khi đó chiều dài của hộp số cũng tăng lên, để đảm bảo khối lượng của hộp số không thay đổi thì phải làm giảm khoảng cách trục Điều này dẫn đến giảm đọ cứng vững của các trục vàgiảm đường kính ngoài các ổ bi, tring khi tải trọng tác dụng lên các ổ vàtrục tăng lên Vì những lý do kể trên, ta cần chọn khoảng rộng bánh răng hợp lý với điều kiện của các ổ bi và vật liệu chế tạo cũng như trìnhđộ gia công hiện nay.

bw=0.2 aw=0.2× 80=16 mm

c Xác định số răng

Sau khi đã biết được khoảng cách trục (aw), module (mn) và góc nghiêng của bánh răng β, ta chọn được số lượng răng của bánh chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp za.

Số lượng răng của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp có thể chọn theo điều kiện không cắt chân răng za≥13 →Chọn za=18

Số lượng răng của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định bởi :

z 'a=2 awcos ⁡(β)

ma −za=2 ×80 × cos(25o)

2.5 −18=40.00 → Chọn z

Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp :

ia=z 'aza =

Tỷ số truyền của các cặp bánh răng được gài số ở các số truyền khác nhau của hộp số (trừ số 4):

ig 1=ih 1

ia, ig 1=ih 2

ia, … … , ign=ihnia

Số lượng răng của các bánh răng dẫn động gài số ở trục trung gian khi giữ khoảng cách trục (aw) không thay đổi :

Bảng 2.2 Số răng của các bánh răng chủ động, bị động

Vì số lùi và số 1 hoạt động ở tốc độ thấp nên ta chọn làm bằng báng răng trụ răng thẳng.

Xác định số răng của bánh răng tay số lùi:

→zl 1zl 2=1.1

Để tránh hiện tượng cắt chân răng, chọn zl 2=20 → zl 1=22

Tính khoảng cách trục giữa trục đảo chiều và trục chính :

d Xác định lại chính xác tỷ số truyền và khoảng cách trục số

Tỷ số truyền của hộp số, khi đã có các số lượng răng của các bánh răngđã làm tròn số :

ihn=ia.ign=z 'a z 'gnza zgn

Chọn khoảng cách trục chính xác là aw=80 mm

- Dịch chỉnh các bánh răng ăn khớp với nhau : Biện pháp này đượcdùng nhiều vì có thể dễ dàng thay đổi khoảng cách giữa giao thanh răng và bánh răng cần chế tạo trong quá trình chế tạo.

Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng:Từ công thức:λ0=a−aw

Căn cứ vào giá trị, ta tìm được giá trị của 𝜆0 và giá trị của 0 và 𝛼.

CặpBR

Cặp BRZiZ’i

5 48.36 -0.0043 -0.00195 -0.00195 -0.00392-2’2830-0.000132001’-0.0001137.6

1 40.23 -0.0043 -0.00195 -0.00195 -0.00393-3’3424-0.000132001’-0.0001145.6

5 17.46 -0.0043 -0.00195 -0.00195 -0.0039a-a’1840-0.000132001’-0.0001124.1

5 29.55 -0.1569 -0.07110 -0.07110 -0.1422L2-1’2036-0.000062000’0.0000026.8

48.360.00000.00000.00000.0000Bảng 2.6: Bảng xác định hệ số dịch chỉnh

Tổng hợp các kết quả đã tính, ta có:

Đại lượng Ký hiệu Công thức

Z1 Z1’Tỷ số truyền i

i=z '1Z1=

3622=1.64

Khoảng cách trục

khi ξts≠0 awc 80Hệ số dịch chỉnh

khi ξts≠0 awc 80Hệ số dịch chỉnh

Đại lượng Ký hiệu Công thức

Z3 Z3’Tỷ số truyền i i=z '1

khi ξts≠0 awc 80Hệ số dịch chỉnh

i=z '1Z1=

Module ms ms= m

Bước răng t t=π ms=8.693

Góc profin a0s α0 s=arctantan α0

cosβ =21.88

Khoảng cách trục

khi ξts=0 awa 79.99Khoảng cách trục

khi ξts≠0 awc 80Hệ số dịch chỉnh

II 1 4 Các kích thước cơ bản của các cặp bánh răng

Các bánh răng số lùi và số 1 là các bánh răng trụ răng thẳng, còn lại là bánh răng trụ răng nghiêng.

Thông số hiệuKý Công thứcĐường kính vòng chia d d=mz hoặc d =mnz /cosβ

Đường kính cơ sở db db=dcosα

Đường kính đỉnh răng da da=d +2(1+xi−Δy)mn

Đường kính chân răng df df=d −(2.5−2 xi)mn

Bảng 2.11: Công thức tính các đường kính bánh răng

Bảng số liệu:

2 77.24 26.96 82.26 72.262’ 82.75 28.89 87.77 77.773 93.79 32.74 98.81 88.813’ 66.20 23.11 71.22 61.225 124.13 43.33 129.15 119.155’ 35.86 12.52 40.84 30.84

a 49.65 17.33 54.67 44.67a’ 110.34 38.52 115.36 105.36

STT Tên gọi Từ động cơ truyền Trị số

đến (Nm) Theo điều kiện bám của xe(Nm)1 Trục sơ cấp Ms=Memax=147.05 Ms

icci0ih1if =185.91 2 Trục trung gian M2.33tg=Memaxig=147.05*

Số 2 Mtc2=Memaxih2=340.87

Số 3 Mtc3=Memaxih3=221.93

Số 4 Mtc4=Memax=147.05Số 5 Mtc5=Memaxih5=94.28Số lùi MtcL=MemaxihL=580.2Bảng 2.12: Moment ở các trục hộp sốTrong đó:

icc = 1: tỷ số truyền lực cuối cùngio = 3.1924: tỷ số truyền lực chínhif = 1: tỷ số truyền lực hộp số phụ

b Lực tác dụng lên các bánh răngCông thức đối với các lực trên bánh răng:

Đối với bánh răng

trụ răng nghiêng Đối với bánh răng trụrăng thẳngLực vòng Ft=2 Mt/zmsFt=2 Mt/zm

Lực hướng kính Fr=Fttanα /cosβFr=Fttanα

Từ các công thức trên, ta có bảng số liệu:

II 2 2 Ứng suất tác dụng lên bánh răng

Theo Ứng suất uốn

Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức và tham khảo từ tài liệu:

m: module bánh răng trụ răng thẳng và module pháp tuyến mn

với bánh răng trụ răng nghiêng (m)y: hệ số biến dạng chân răng

(Hệ số biến dạng chân răng phụ thuộc chủ yếu vào hệ số dịch chỉnh và được tra theo bảng (IV-2)[3] Đối với bánh răng nghiêng, hệ số y được xác định theo số răng tương đương:

Ztd=z /cos3β

Nếu bánh răng được điều chỉnh, hệ số biến dạng chân răng được tính bởi:

Với:

y: hệ số dạng răng của bánh răng không điều chỉnhλ: hệ số tra bảng IV-2[3], phụ thuộc Z hay Ztd

x: hệ số dịch chỉnh răngf0 = 1: hệ số chiều cao răng)

Kβ: hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng dọc trục đối với sức bền của răng.

Răng thẳng: Kβ=1

Răng nghiêng: Kβ=1.2

Kd: hệ số tải trọng động bên ngoài

Với ô tô con: Kd=1.5 ÷ 2.0→ C họ n Kd=1.8

Kms: hệ số tính đến ảnh hưởng của ma sátBáng răng chủ động: Kms=1.1

Bánh răng bị động: Kms=0.9

Kc: hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên trục

Bánh răng congson ở trục sơ cấp: Kc=1.2

Bánh răng di trượt ở trục thứ cấp: Kc=1.1

Bánh răng luôn ăn khớp khi độ cứng vững của trục là bình thường Kc=1

Ktp: hệ số tính đến tải trọng động phụ thuộc do sai số các bước răng khi gia công gây nên

Ktp=1.1 ÷1.3 → Chọn Ktp=1.2

Kgc: hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn răng, do phương pháp gia công gây nên

Góc lượn không mài: Kgc=1.1

Dựa vào công thức trên, ta có bảng số liệu sau:Cặp

BR BR Z Ztd y λ Ft b σu

a-a’ a 18 24.1

7 0.12 -0.00013 6142.44 20 141.51a’ 40 53.71 0.14 -0.00013 6142.44 20 143.471-1’ 1 22 29.5

4 0.13 -0.00013 10051.26 18 557.241’ 36 48.34 0.14 -0.00013 10051.26 18 554.552-2’ 2 28 37.6

0 0.13 -0.00013 7897.92 16 371.612’ 30 40.29 0.13 -0.00013 7897.92 16 371.403-3’ 3 34 45.6

6 0.12 -0.00013 6503.76 24 176.373’ 24 32.23 0.12 -0.00013 6503.76 24 180.035-5’ 5 45 60.4

3 0.14 -0.00013 4913.95 24 214.125’ 13 17.46 0.11 -0.00013 4913.95 24 326.27L-L1 L 22 29.5

4 0.13 -0.0052 10051.26 26 385.78L1 22 29.54 0.13 -0.0052 10051.26 26 385.78L2-1’ L2 20 26.8

6 0.12 -0.00006 22112.78 26 877.921’ 36 48.34 0.14 -0.00006 22112.78 18 322.08Bảng 2.15: Giá trị ứng suất tại mỗi bánh răng