MỤC LỤC I Các chương mục thuyết minh Lời nói đầu Chương I: Tổng quan hộp số tự động 1.1 Tổng quan hộp số 1.2 Hộp số tự động Chương II: Lựa chọn phương án thiết kế 2.1 Cấu tạo nguyên lý làm việc cụm chi tiết thuộc hộp số tự động 2.2 Lựa chọn phương án thiết kế Chương III Thiết kế hộp số tự động 3.1 Chọn xe tham khảo 3.2 Xây dựng đường đặc tính động 3.3 Thiết kế tính toán biến mô thủy lực 3.4 Tính toán thiết kế truyền bánh hành tinh 3.5 Tính toán thiết kế trục 3.6 Chọn ổ lăn Tài liệu tham khảo 3 6 12 19 19 21 24 30 48 49 50 II Các vẽ III Phụ đề Lời nói đầu Sự phát triển không ngừng ngành công nghiệp ô tô, theo đòi hỏi khắt khe an toàn vận hành, giảm thiểu ô nhiểm môi trường tăng tính tiện nghi phương tiện Để tiến kịp với trào lưu phát triển nghành ô tô giới, em thực đề tài thiết kế tốt nghiệp là: “Thiết kế hộp số tự động cho xe chỗ” Hộp số tự động bước tiến dài phát triển ngành ô tô, đạt ưu điểm bật: Giảm bớt thao tác người lái, tức giảm căng thẳng cho người lái, tránh gây tai nạn đáng tiếc Bên cạnh đó, có ưu điểm như: Tăng hiệu suất truyền động, không gây ồn, nhỏ gọn tiết kiệm nhiên liệu Ngày nay, việc lắp đặt hộp số tự động thực hầu hết xe hãng: Ford, BMV, Mercedes Benz, Toyota, Nissan… Các hộp số tự động kỹ sư hãng hàng đầu giới nghiên cứu thiết kế với số cấp tốc độ nhiều Trước hết, em xin chân thành cảm ơn quý thày cô giáo trường Đại học Giao Thông Vận Tải đặc biệt thày giáo khoa Cơ Khí Bộ môn Cơ khí ô tô trực tiếp giảng dạy em Trong việc hoàn thành Đồ án tốt nghiệp này, em xin gửi lời cảm ơn sâu sắc đến thày Trịnh Chí Thiện, thày cung cấp cho em nhiều tài liệu quan trọng tận tình hướng dẫn em hoàn thành tốt Đồ án tốt nghiệp Đồ án tốt nghiệp em có gắng trình bày nội dung cách hệ thống, rõ ràng chặt chẽ Các tính toán thực cẩn thận, tỷ mỉ Để đạt điều đó, em tham khảo, rút kinh nghiệm từ ý kiến thày cô tài liệu có Tuy nhiên với thời gian, lực trình độ có hạn, em khó tránh khỏi thiếu sót Em mong nhận ý kiến nhận xét quý thày cô nội dung phương pháp trình bày, giúp em nâng cao kỹ thân Em xin chân thành cảm ơn! Hà Nội, ngày 1/5/2012 Sinh viên thực Nguyễn Tài Minh CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG 1.1 Tổng quan hộp số 1.1.1 Yêu cầu hộp số Hộp số dùng để thay đổi mô men xoắn từ động đến bánh xe chủ động cách thay đổi tỉ số truyền hệ thống truyền lực nhằm cải thiện đường đặc tính kéo động ô tô cho phù hợp với điều kiện vận hành Trong hộp số, việc biến đổi mô men vận tốc góc thực truyền bánh Hộp số ô tô cần đáp ứng yêu cấu sau : - Có số tay số tỉ số truyền thích hợp để đảm bảo tính động lực học tính kinh tế nhiên liệu xe - Việc chuyển số phải thực dễ dàng, tiện lượi nhanh chóng không gây tiếng ồn - Có cấu định vị chhóng nhảy số cấu chống gài đồng thời hai số - Có vị trí chung gian để ngắt động khổi hệ thông truyền lực thời gian dài - Thay đổi chiều chuyển động bánh xe giúp ô tô lùi, có cấu báo hiệu gâì số lùi - Dẫn động cho phậm công tác xe chuyên dùng 1.1.2 Phân loại Theo phương pháp bố trí : hộp số cầu trước chủ động, hộp số cầu sau chủ đông Theo phương pháp thay đổi tỉ số truyền : hộp số vô cấp hộp số có cấp Theo phương pháp chuyển số : Chuyển số bằn tay gạt, chuyển số tự động , điều khiển bán tự động Theo kết cấu : hộp số khí, hộp số thủy cơ, hộp số điện 1.2 Hộp số tự động Khi sử dụng hộp số thường, người lái xe cần phải thường xuyên nhận biết tải vầ tốc độ động để điều chỉnh cần sang số cần đạp đạp chân ga điều chỉnh hộp số chuyển số cách phù hợp Ở hộp số tự động, nhận biết không cần thiết việc chuyển số thích hợp thực cách tự động cách thích hợp theo tải động tốc độ xe So với hộp số thường hộp số tự động có ưu điểm sau : - Giảm mệt mỏi cho lái xe cách làm giảm thao tác xe phải chuyển số - Chuyển số cách tự động êm dịu tốc độ thích hợp với chế độ lái xe - Có thể sang số mà không cần cắt nguồn công suất truyền từ động khỏi hệ thống truyền lực thời gian gia tốc ngắn hành trình gia tốc ngắn hơn, với hộp số thường - Hiệu suất truyền lực cao bị tổn hao công suất Nhưng hộp số tự động có số khuyết điểm : - Công nghệ chế tạo đòi hỏi phải xác cao (trục lồng, bánh ăn khớpnhiều vị trí) - Kết cấu phức tạp nhiều cụm chi tiết gây khó khăn cho việc sủa chữa, giá thành cao 1.2.1 Yêu cầu hộp số tự động Ngoài yêu cầu chung hộp số, hộp số thủy cần đáp ứng : - Có tay số dải thay đổi tỉ số truyền đủ rộng để đảm bảo tính băng động lực học xe - Hiệu suất cao chế độ làm việc động ô tô đảm bảo tính kinh tế - Có khả tự động hóa trình sang số nhằm đơn giản trình điều khiển tránh sai sót người lái gây nên 1.2.2 Phân loại hộp số tự động Theo phương pháp bố trí : hộp số cầu trước chủ động, hộp số cầu sau chủ đông Theo mức độ tự động hopá trình sang số : Bằng tay, bán tự động, tự động Theo loại hộp số vô cấp : Hộp số vô cấp thủy cơ, hộp số vô cấp học, hộp số vô cấp ma sát Theo số dòng truyền công suất từ động qua hộp số : dòng, hai dòng CHƯƠNG II: LỰA CHỌN CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 2.1 Cấu tạo nguyên lý làm việc cụn chi tiết hộp số tự động 2.1.1 Biến mô thủy lực Hình Biến mô thủy lực Biến mô thủy lực đổ đầy dầu hộp số tự động, lắp đầu vào chuỗi bánh truyền động hộp số bắt bu lông vào trục sau trục khuỷu thông qua truyền động Chức biến mô : - Tăng mô men động tạo - Đóng vai trò ly hợp thủy lực để truyền (hay không truyền) mô men xoắn đến hộp số - Hấp thụ dao động xoắn động hệ thống truyền lực - Có tác dụng bánh đà để làm chuyển động quay động - Dẫn động bơm dầu hệ thống điều khiển thủy lực Cấu tạo Nguyên lý làm việc : Bánh bơm nối với động cơ, bánh tua bin nối với hộp số hành tinh,bánh dẫn hướng nối với vỏ thông qua khớp chiều Khi bánh chủ động quay động làm dầu chuyển động, tác động lực ly tâm dầu văng phía tăng tốc độ Ỏ mép tốc độ dầu đạt cực đại dầu hướng theo cánh vào phía cánh bị động Khi tới mép cánh bị động dầu rơi vào cánh cánh dẫn hướng theo cánh dẫn chuyển sang bánh chu động Cứ dầu chuyển động tuần hoàn theo đường xoắn ốc giới hạn vỏ Biến mô thủy lực có chế độ làm việc ly hợp thủy lực biến mô thủy lực Biến mô thủy lực: Khi bánh tuabin làm việc chế độ thấp, dòng chất lỏng chuyển động đập vào cánh bánh phản ứng làm bánh phản ứng có xu hướng quay theo chiều ngược lại với bánh tuabin bánh bơm Lúc khớp chiều làm việc khóa cứng chiều chuyển động làm cánh bánh taubin cố định Dòng chất lỏng đập đến cánh bị chặn lại tạo nên phản lực lớn cánh tuabin làm tăng mô men xoắn cánh tua bin Ly hợp thủy lực: Khi bánh tuabin làm việc chế độ cao, dòng chất lỏng có xu hướng đập vào mặt saucủa bánh phản ứng làm bánh phản ứng quay chiều với bánh tuabin bánh bơm Lúc khớp chiều không làm việc Do bánh phản ứng quay nên phản lực lên bánh tuabin giảm dần, đồng tốc độ mômen phản ực bánh phản ứng coi không Biến mô làm việc trạng thái ly hợp thủy lực 2.1.2 Bộ bánh hành tinh Bộ bánh hành tinh đặt vỏ hộp số có chức sau : - Cung cấp vài tỉ số truyền bánh để đạt dược mômen tốc độ quay phù hợp với chế độ chạy điều khiển xe - Cung cấp bánh đảo chiều để chạy lùi - Cung cấp vị trí số trung gian phép động chạy không tải xe đỗ Bộ truyền bánh hành tinh loạt bánh ăn khớp bao gồm : Bánh bao, bánh hành tinh, bánh nặt trời Cần dẫn nối bánh hành tinh vói bánh bao làm bánh hành tinh xoay quanh trục Hình Bộ truyền bánh hành tinh đơn giản Bằng cách thay đổi đầu vào, đầu ra, truyền đảo chiều, giảm tốc, nối trực tiếp tăng tốc Hoạt động bánh tóm tắt sau Hoạt động Phần tử dẫn động truyền Tăng tốc Cần dẫn Phần tử bị động Phần tử cố định Bánh bao Bánh mặt trời Giảm tốc Đảo chiều Bánh bao Cần dẫn Bánh mặt Bánh bao trời Bánh mặt trời Cần dẫn Tốc độ quay chiều quay truyền tóm tắt sau Cố định Phần tử dẫn động Phần tử bị động Bánh Bánh mặt trời Cần dẫn bao Cần dẫn Bánh mặt trời Bánh Bánh bao mặt trời Cần dẫn Cần dẫn Cần dẫn Bánh bao Bánh mặt trời Bánh bao Bánh bao Bánh mặt trời Tốc độ Chiều quay quay Giảm tốc Cùng hướng với bánh Tăng tốc chủ động Giảm tốc Cùng hướng với bánh Tăng tốc chủ động Giảm tốc Ngược hướng với bánh Tăng tốc chủ động 2.1.4 Hệ thống điều khiển Hệ thống điều khiển hộp số tự động phức tạp chủ yếu hệ thống điều khiển điện – thủy lực a Hệ thống điều khiển thủy lực A B Hình Sơ đồ hệ thống điều khiển thủy lực A.Hệ thống điều khiển thủy lực B.Thân van điều khiển thủy lực Bơm dầu Van bướm ga ETC Van điện từ chuyển số khóa biến mô Các van điều khiển ly hợp, phanh khóa biến mô Van điện từ chuyển số khóa biến mô Bộ ly hợp phanh Điều khiển chuyển số Điều khiển khóa biến mô Hệ thống điều khiển thủy lực biến đổi tải động cơ(góc mơ bướm ga) tốc độ xe thành áp suất thủy lực áp suất cấp đến phanh dải, ly hợp để thay đổi tỉ số truyền hộp số Hệ thống bao gồm: bơm dầu,van điều khiển ly tâm , bánh dẫn động bơm dầu ăn khớp với cánh bơm biến mô, van thủy lực tích Van điều khiển ly tâm dẫn động bánh chủ động vi sai Van thủy lực cung cấp áp suất dầu đến panh dải, ly hợp để thay đổi tỉ số truyền hộp số b Hệ thống điều khiển điện tử Tính kiểm nghiệm cho cặp bánh Z1, Z2 theo đọ bền uốn: Ta có mô men bánh chủ động Z1 = 420000Nmm; Chiều rộng bánh bw=20mm, mô đun pháp tuyến m=2mm; Đường kính vòng chia bánh chủ động dw=168,14mm; Hệ số trùng khớp ngang εα Với bánh không dịch chỉnh ta tính được:   1    1  ε α = 1,88 − 3,  ± ÷ cosβ = 1,88 − 3,  − ÷ cos200 = 1, 63  79 17     Z1 Z    ⇒ Yε = Z td1 = Z td2 = v= 1 = = 0, 61 ε α 1, 6278 Yβ = − ; Z 79 = = 95, cos β cos3 200 ; YF2=4,08; π d w n 3,14.0,16814.3850 = = 0,339( m / s ) δF 6000 6000 ; =0,006; g0=47; aw 65, 98 = 0, 006.47.0, 339 = 1, 68 i 0, 215 vF= ; K Fv = + K Fα ; ; YF1=3,6; Z 17 = = 20, 49 cos β cos3 200 δ F g v ⇒ β0 200 = 1− = 0,86 140 140 =1,12, KFβ =1,01; σ F1 = K Fα K F β K Fv Yε Yβ YF vF bw d w 1, 675.20.168,14 = 1+ = 1, 02 420000 2.M Kα K β .1,12.1, 01 2.M 2.420000 = 1,12.1,01.1,02.0,6143.0,857.3,6 = 68, 28 N / mm2 bw d w m.c 20.168,14.2, σ F = σ F YF 4, 08 = 68, 28 = 77,384 N / mm YF 3, So với ứng suất uốn cho phép [ σ F ] = 251, 42Mpa = 251, 42 N / mm , ta có cặp bánh đủ bền theo ứng suất uốn Tính kiểm nghiệm cho cặp bánh Z2, Z3 theo độ bền uốn ta có Z1=90380 Nmm; bw=20 mm; m = mm; dw=95776 mm; εa = 1,66=> Yε =0,60; Yβ = 0,86 Ztd3 = 54,23; YF3 = 3,6; Ztd2 = 20,49;YF2 = 4,08 V= 0,33 m/s; g0=47; δF =0,006; vF = 1,26; KFα = 1,12; KFβ = 1,01; KFV = Ta có có σF1 = 68 (N/mm2) σF2 = 76 (N/mm2) Ta có cặp bánh đủ bền theo ứng suất uốn Tính kiểm nghiệm cho cặp bánh Z4, Z5 theo độ bền uốn ta có Z4 = 239230 Nmm; bw = 20 mm; m = mm; dw= 70,24 mm; εa = 1,81 => Yε =0,55; Yβ = 0,86 Ztd4 = 39,77; YF4=3,7; Ztd5 = 27,72;YF5=3,8 V= 0,1 m/s; g0=47; δF =0,006; vF = 0,26; KFα = 1,12; KFβ = 1,01; KFV = Ta có có σF1 = 84,77 (N/mm2) σF2 = 87 (N/mm2) Ta có cặp bánh đủ bền theo ứng suất uốn Tính kiểm nghiệm cho cặp bánh Z5, Z6 theo độ bền uốn ta có Z4 = 343243 Nmm; bw=20 mm; m = mm; dw= 48,95 mm; εa = 1,67 => Yε =0,60; Yβ = 0,86 Ztd5 = 27,72; YF5 =3,8; Ztd6 = 27,72;YF5 = 3,6 V= 0,06 m/s; g0=47; δF =0,06; g0=47; vF = 0,26; KFα = 1,12; KFβ = 1,01; KFV = Ta có có σF1 = 53,32 (N/mm2) σF2 = 50,50 (N/mm2) Ta có cặp bánh đủ bền theo ứng suất uốn b Tính kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc xuất bề mặt tính theo công thức δ H = Z M Z H Zε 2.M K H ( i ± 1) c.bw i.d ( Mpa ) 1/3 Trong đó: ZM = 274 ZH hệ số kể đến tính vật liệu bánh : hệ sô kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , α tw = α1 = arctg ( tgα / cosβ ) β b , ZH = 2.cosβ b sin 2α tw : góc nghiêng hình trụ sở Zε Zε = : hệ số kể dến trùng hợp khớp   1  ε α = 1,88 − 3,  ± ÷ cosβ  Z1 Z    KH với hệ số trùng khớp ngang : hệ số tải trọng tính tiếp xúc KHβ εα K H = K H β = K Hα = K Hv : hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều vành rộng (tra bảng 6.7), K Hα : hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho cá đoi đồng thời ăn khớp (tra bảng 6.14), K Hv = + khớp vH = δ H g K Hv : hệ số tải trọng động xuất vùng ăn vH bw d w 1,12.20.168,14 = 1+ = 1, 015 420000 2.M K H β K H α .1,12.1, 03 aw 65,98 = 0, 0004.47.0,339 = 1,12 δH i 0, 215 , ăn khớp (tra bảng 6.15), g0 : hệ só kể đến ảnh hưởng sai số : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch cặp bánh ăn khớp (tra bảng 6.16) Tính kiểm nghiệm bánh Z1Z2 theo độ bền tiếp xúc ta có Zε = 1 = εα 1, 63 =0,74 α tw = α1 = arctg (tgα / cosβ ) = arctg (tg 20 / cos20) = 21,1730 tg βb = cosα1.tg β → βb = arctg (cosα1.tg β ) = arctg (cos21,713.tg 20) = 68, 680 ; 2.cosβb 2.cos.68,680 ZH = = = 1, 42 K H β = 1,12 K Hα = 1, 03 δ H = 0, 004 g = 47 sin 2α tw sin 221, 713 ; vH = δ H g ; ; ; aw 65,98 = 0, 0004.47.0,339 = 1,12 i 0, 215 (m/s) ; K Hv = + vH bw d w 1,12.20.168,14 = 1+ = 1, 015 420000 2.M K H β K H α .1,12.1, 03 K H = K H β K Hα H Hv = 1,12.1, 03.1, 015 = 1,17 δ H = Z M Z H Z ε ; Thay vào công thức , ta được: 2.M K H (i + 1) 2.420000.1,17.(0, 25 + 1) = 274.1, 42.0, 743 = 453( N / mm ) 2 c.bw i.d w 4.20.0,125.168,14 So với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép ta thấy : δH =453 5000giờ; đảm bảo trình làm việc tốt hai lần đai tu Tài liệu tham khảo Toyota technician Training, “Automatic Transmission” Lý thuyết ôtô, Cao Trọng Hiền Đào Mạnh Hùng, Nhà xuất Giao Thông Vận Tải Hà Nội 2010 Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí tập tập hai, Trịnh Chất Lê Văn Uyển nhà xuất giáo dục, Vĩnh Phúc 2009 Nguyên lý máy Lê Phước Ninh, Nhà xuất Giao Thông Vận Tải, Hà Nội 2000 Bài giảng thiết kế tính toán ô tô, Nguyễn Trọng Hoan , Hà Nội 2007 Thiêt kế tính toán ô tô máy kéo tập I, Nguyễn Hữu Cẩn Phan Đình Kiên, Nhà xuất đại học trung học chuyên nghiệp , Hà Nội 1968 Phần phụ đề: Tính toán kiểm nghiệm trục Do trục không chịu mômen uốn mà chịu mônmen lực xoắn lực dọc trục Do , ta kiểm nghiệm trục theo sức bền tròn chịu xoắn túy.Ta kiểm nghiệm tai mặt cắt nguy hiểm mặt cắt có rãnh then hoa,rãnh then bằng, mặt cắt có khoan lỗ đầu Tại mặt cắt trục phải đảm bảo τ max = điều kiện bền điều kiện cứng Điều kiện bền là: θ= cứng là: Mz ≤ [θ ] G.J Mz w0 j ≤ [τ ] điều kiện Trong :Mz mômen xoắn mặt cắt; Wjo mômen chống xoắn mặt cắt; G=8,1.104(N/mm2) môdun đàn hồi trượt vật liệu; J0-mômen quán tính độc cực Tính kiểm nghiệm trục mặt cắt thứ có then hoa (Đầu vào lắp với biến mô); mômen lớn tác dụng lên trục Mz=420000(Nmm); Woj= ξ = 1, 265 ξ π d 3j 16 ; hệ số mặt cắt có then hoa chữ nhật w oj = ξ π d 3j 1, 265.π 303 ξ π d 1, 265.π 304 = = 6706, 03(mm3 ); J = = = 100594, ( mm ) 16 16 32 32 Điều kiện bền với mặt cắt là: ξ max = M z 420000 = = 62,6 ( N / mm2 ) ≤ [ τ ] = 100 ( N / mm ) w oj 6706,3 Điều kiện cứng: θ= Mz 420000 = 0, 00000522 ( rad / mm ) = 0, 0003 ( / mm ) = 0,3 ( / m ) ≤ [ θ ] = 0,5 ( / m ) G.J o 8,1.10 100594, Như tiết diện đảm bảo điều kiện bền cứng Tính kiểm nghiệm trục mặt cắt thứ hai có lỗ thoát dầu khoan, mômen lớn dựng lên trục Mz=420000(Nmm);Woj = Woj= π d 3j  d  1 − ÷ 16  d j ÷     π d 3j 1 − d ÷ π 303   d ÷ 1 − ÷ = 5421, ( mm ) j  16  30  16  = π d  d  π 30   J0 = = 1 − ÷ 1 − ÷ = 68918, ( mm ) ÷ 32  d j  16  30  Điều kiện bền với mặt cắt là: τ max = M z 420000 = = 99 ( N / mm ) ≤ [ τ ] = 100 ( N / mm ) w oj 4241,15 Điều kiện cứng: θ= Mz 420000 = 0, 0000075 ( rad / mm ) = 0, 00043 ( / mm ) = 0, 43 ( / m ) ≤ [ θ ] = 0,5 ( / m ) G.J 8,1.10 68918,7 Như tiết diện đảm bảo điều kiện bền cứng Tính kiểm nghiệm trục mặt cắt thứ ba có hình vành khăn có then hoa lắp với cần truyền hành tinh OD Mômen lớn tác dụng lên trục π d 3j   d  1 −  ÷ 16   d j ÷   Mz=420000(mm);Woj= π d 3j   d  1 −  ÷ 16   d j ÷   Woj=  ÷ 1, 265.π 42 1 −  32,5   = 11804, 25 mm3   ÷÷ ÷ ÷ 16    42   ( ) = ξ π d   d  1−  ÷ 32   d j ÷   J0 =  ÷ ÷   1, 265.π 424   32,5   ÷= − = 247889, ( mm4 )   ÷÷ ÷ ÷ 32   42    Điều kiện bền với mặt cắt là: τ max = M z 420000 = = 35,58 ( N / mm2 ) ≤ [ τ ] = 100 ( N / mm ) w oj 11804, 25 Điều kiện cứng: θ= Mz 420000 = = 0,000002 ( rad / mm ) = 0,00012 ( / mm ) = 0,12 ( / m ) ≤ [ θ ] = 0.5 ( / m ) G.J 8,1.10 247889, Như tiết diện đảm bảo điều kiện bền cứng Tính kiểm nghiệm trục mặt cắt thứ tư có then koa lắp với cần dẫn truyền hành tinh thứ Mômen lớn tác dụng lên trục Mz=Mo.i1(Nmm), Mo=420000 (Nmm); i1là tỉ số truyền bánh bao đến cần dẫn truyền hành Z cd Z1 + Z 79 + 45 = = = 1, 57 Z1 Z1 79 tinh trước i1= Vậy Mz=420000.1,57=659400(Nmm); ξ π d 3j 1, 265.π 303 ξ π d 1, 265.π 304 = = 6706, ( mm ) ; J = = = 100594, ( mm ) 16 16 32 32 Woj= Điều kiện bền với mặt căt là: M z 659400 = = 98,325 ( N / mm ) ≤ [ τ ] = 100 ( N / mm ) w oj 6706,3 τ max = Điều kiện cứng; θ= Mz 659400 = 0,0000081( rad / mm ) = 0,00046 ( / mm ) = 0, 46 ( / m ) ≤ [ θ ] = 0,5 ( m ) G.J 8,1.10 100594,7 Như tiết diện đảm bảo điều kiện bền cứng Tính kiểm nghiệm trục mặt cắt thứ năm có then hoa lắp với bắng bao truyền hành tinh thứ hai.Mômen lớn tác dụng lên trục Mz=M0.ihl(Nmm);M0=420000 Nmm; ihl=2,933 tỉ số truyền hộp số tay số 1,Vậy: Mz=420000.2,933=1231860(N.mm); ξ π d 3j 16 1, 265.π 453 ξ π d 1, 265.π 454 = 22633,825 ( mm ) ; J = = = 50926 ( mm ) 16 32 32 Woj= = Điều kiện bền với mặt cắt : τ max = Mz 1231860 = = 54, 425 ( N / mm ) ≤ [ τ ] = 100 ( N / mm ) w oj 22633,825 Điều kiện cứng: θ= Mz 1231860 = 0, 00000298 ( rad / mm ) = 0, 00017 ( / mm ) = 0,17 ( / m ) ≤ [ θ ] = 0,5 ( / m ) G.J 8,1.10 4.509261 Như tiết diện đảm bảo điều kiện bền cứng Tính kiểm nghiệm trục tai mặt cắt thứ sáu có then lắp bánh tay số dừng Mômen lớn tác dụng lên trục :Mz=420000.2,933=1231860(N.mm); π d 3j bt3 ( d j − t1 ) − 16 2.d j Woj= chiều sâu then trục ; :b=14(mm) bề rộng then ;t=5,5(mm) π d 3j bt3 ( d j − t1 ) π 423 14.5,5 ( 42 − 5,5 ) − = − = 13326 ( mm3 ) 16 2.d j 16 2.42 Vậy :Woj= J0 = χ π d 1,15.π 454 = = 426964, ( mm ) 32 32 Điều kiện bền với mặt cắt là: τ max = M z 1231860 = = 92, 44( N / mm2 ) ≤ [ τ ] = 100 ( N / mm ) w oj 13326 Điều kiện cứng: θ= Mz 12311860 = 0, 00000356 ( rad / mm ) = 0, 000204 ( / mm ) = 0, 204 ( / m ) ≤ [ θ ] = 0, ( / m ) G.J 8,1.10 426962, Như tiết diện đảm bảo điều kiện bền cứng [...]... truyền Vậy ta có tỷ số truyền của số 1: ih1=2,8 2 Tỷ số truyền của số 2 :ih2= 2,84−(1+ 2) = 1, 67 Tỷ số truyền của tay số 3 là truyền thẳng ih3=1 Tỷ số truyền của tay số 4 là truyền tăng i4=0 ,7 Tỷ số truyền của tay số lùi ihl=1,05.2,81=2,94 Từ đó ta có bảng 6 : Bảng tỷ số truyền của bộ truyền hành tinh như sau i ih1 ih2 ih3 ih4 Số lùi 2,8 1, 67 1 0 ,7 2,94 3.4.1 2 Phân phối tỉ số truyền cho các cụm bánh... (12) và dẫn động vòng răng trong(9) quay ngược chiều động cơ xe lùi về sau Hình 14 Tay số lùi CHƯƠNG III: THIẾT KẾ HỘP SỐ TỰ ĐỘNG 3.1 Chọn xe tham khảo Xe Toyota Land Cuiser: Các thông số kỹ thuật: + Loại động cơ V8 4.6 + Dung tích xylanh: 4608 cm3 + Công suất cực đại: 270 /5250 kW/vòng/phút + Momen xoắn cực đại: 469/3460 Nm/vòng/phút + Tốc độ cực đại: 160 km/h + Truyền động: 4.2 Cầu sau chủ động + Kích... 0 ,7 Yêu cầu giá trị ih1 thoả mãn 2 điều kiện trên, ta lấy giá trị ih1=2,8 Ta tính toán tỷ số truyền các tay số trung gian của bộ truyền hành tinh, theo phương pháp chọn tỷ số truyền các tay số trung gian theo cấp số nhân Với hộp số n −2 có số truyền tăng, công bội của cấp số: q= n−2 ih1 ih1n −(1+ k ) Tỷ số truyền của cấp số k là: ihk= Trong đó: n: số cấp của bộ truyền kể cả số truyền tăng k: số thứ tự. .. 1 7 2 7 0 4 5600 95,4 678 ,5 0,4 -6 2 2 10 ( phút /vòng m) nB 3150 0 MB 5,9 2625 52 105 1 57 5 0 5 26,0 58,5 MB 6,5 1,2 2100 2625 3150 3 675 4200 472 5 5250 5600 104, 162, 234, 318, 416, 5 27, 650, 74 0, 1 ibm 0,6 λ1 1,1 10-6( phút2/vòng2.m) nB 52 105 1 57 5 0 5 2100 MB 5,9 23,8 53,6 ibm λ1 2 8 4 0 6 2 2625 3150 3 675 4200 472 5 5250 5600 149, 214, 292, 381, 483, 596, 1 7 2 7 1 4 678 ,5 2625 3150 3 675 4200 472 5... đã biết trong quá trình làm việc của hộp số, khi hộp số không đi ở số truyền tăng thì tỷ số truyền của bộ truyền tăng OD bằng 1 Tỷ số truyền của hộp số có được thông qua hai bộ truyền hành tinh 3 tốc độ Ta tính toán tỷ số truyền từng bộ ih1 = truyền hành tinh thông qua i13Cd1 = Ta có tỷ số truyền: i13Cd1 = Vậy: i13Cd1 = Tính toán tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1: ω1 − ωCd ω3 − ωCd i46 = ; ω4 ω6... ω03 − ωCd0 ωCd0 ω03 −i −0, 70 6 = = OD = = −2, 4 ωCd0 1 − iOD 1 − 0, 70 6 1− ω03 Ta có bảng kết quả: Cd1 i13 i 46 Cd0 i0103 -0, 67 -1,686 -2,4 3.4.2 Tính toán thiết kế bộ truyền hành tinh Về nguyên tắc tính toán thiết kế truyền động bánh răng của truyền động bánh răng hành tinh không khác nhiều so với việc tính toán thiết kế truyền động bánh răng thường Tính toán được thực hiện cho từng cặp bánh răng ăn... 3 4 11 16 12 17 5 6 7 8 13 9 Hình 5 Sơ đồ khối hệ thống điều khiển điện tử hộp số tự động A Các cảm biến và công tắc B ETC C các van điện từ 1.Công tắc chọn chế độ hoạt động 2.Công tắc khởi động số trung gian 3.Cảm biến vị trí bướm ga 4.Cảm biến nhiệt độ nước làm mát 5.Cảm biến tốc độ xe 6.Cảm biến tốc độ trục thứ cấp 7. Công tắc đèn phanh 8.Công tắc chính OD 9.ECT điều khiển chạy tự động 10.Điều khiển... của động cơ là: Đặt B= 3 n  n n  1, 24 e +  e ÷ − 0, 76  e ÷ n N  nN   nN  Kết quả tính toán được ghi lại theo bảng sau đây: Bảng 3: Bảng tính toán đồ thị đặc tính ngoài của động cơ: λ ne B Ne(kw) Me(N.m) 0,1 525 0,109 29,43 410, 47 0,2 1050 0,232 62,64 436,83 0,3 1 575 0,363 98,01 455,66 0,4 2100 0,496 133,92 466,96 0,5 2625 0,625 168 ,75 470 ,72 0,6 3150 0 ,74 4 200,88 466,96 0 ,7 3 675 0,8 47 228,69... phanh dải số 2 hoạt động Khóa bánh răng mặt trời trước và không cho nó quay theo chiều ngược kim đồng hồ Khóa bánh răng mặt trời trước Khóa cần dẫn 11 của bộ truyền hành tinh sau Phanh dải số 2 Phanh dải số 1 Phanh dải số 3 Bảng 2: Bảng hoạt động của các bộ phận của hộp số ở các chế độ khác nhau Các chế độ P Chức năng Hoạt động C0 Đỗ xe * F0 C1 B1 B2 F1 B3 F2 R N Lùi * Trun * g gian D 1 Số 1 * * 2 Số 2... 370 MTi(N m) 1082,5 78 8,5 499,5 NT(kW ) 91 ,7 146 153 Từ đó ta có đồ thị biểu thị đặc tính làm việc của cụm động cơ – biến mô: Hình 18 Đồ thị biểu thị đặc tính làm việc của cụm động cơ – biến mô: 3.4 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng hành tinh 3.4.1 Tính toán tỉ số truyền của bộ bánh răng hành tinh 3.4.1 1 Xác định tỷ số truyền ở tay số 1 của bộ truyền: Tỷ số truyền ở số 1 cần phải chọn sao cho