Đồ án Kết cấu và tính toán ôtô

LỜI NÓI ĐẦU Ô tô máy kéo là phương tiên sản xuất, kinh doanh và sinh hoạt, không thể thiếu được trong đời sống hiện nay. Cùng với sự tiến bộ chung của khoa học, ngành ôtô cũng có những bước phát triển mạnh mẽ với những thành quả kinh ngạc. Những biến đổi mà đòi hỏi phải có những nhận thức sâu rộng về các vấn đề đó có liên quan đế công nghệ ôtô mới có thể nhận thấy tầm quan trọng của nó. Tuy vậy muốn tiếp thu những kiến thức mới này thì phải nắm vững những kiến thức cơ bản nhất. Những kiến thức này sẽ làm nền tản cho bước phát triển tiếp theo. Vì vậy đồ án kết cấu và tính toán ôtô là một bước cũng cố và phát triển những hiểu biết cơ bản có từ những môn học có liên quan. Lần đầu tiên làm quen với việc tính toán thiết kế nên có rất nhiều khó khăn phức tạp. Với những nhận thức còn hạn chế về nhiều mặt nên quá trình làm đồ án em còn vướng phải những thiếu sót, rất mong sự quan tâm giúp đỡ của các thầy trong bộ môn. Để hoàn thành đồ án này em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy LÊ VĂN TỤY, các thầy trong bộ môn và các bạn trong lớp. Sinh viên thực hiện VÕ NHƯ TUẤN HỘP SỐ XE BUÝT Công dụng, phân loại và yêu cầu: Công dụng: Động cơ đốt trong dùng trên ôtô máy kéo có hệ số thích ứng thấp, đối với động cơ xăng hệ số này bằng 1,1 ÷ 1,2 và đối với động cơ điezen k = 1,05 ÷ 1,15. Do đó mômen quay của động cơ ôtô máy kéo không thể đáp ứng nổi yêu cầu cần thiết để thắng sức cản chuyển động thay đổi khá nhiều khi ôtô máy kéo làm việc. Muốn giải quyết được vấn đề này, trên ôtô máy kéo cần phải đặt hộp số. Hộp số dùng để thay đổi số vòng quay và mômen của động cơ truyền đến các bánh xe chủ động (cả về hướng và trị số), cho phù hợp với điều kiện làm việc luôn luôn thay đổi của ôtô máy kéo. Ngoài ra hộp số còn dùng để: Tách lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi cần thiết: như khi khởi động động cơ, khi dừng xe, cho động cơ chạy không tải, khi cho xe chạy theo quán tính. Dẫn động các bộ phận công tác trên cac xe chuyên dung: như xe có tời kéo, xe tự đổ, cần cẩu và các thiết bị khác. Phân tích yêu cầu: Hộp số ôtô phải có tỷ số truyền và lượng tay số thích hợp, đảm bảo được chất lượng động lực và tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ôtô máy kéo. Làm việc êm dịu, chuyển số nhẹ nhàn thuận tiện không va đập. Có vị trí trung gian (số 0) để có thể tách lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực. Kết cấu đơn giản, làm việc tin cậy bền vững. Hiệu suất cao, kích thước khối lượng nhỏ, giá thành rẽ. Phân loại: Theo phương pháp điều khiển chia ra các loại: điều khiển bằng tay, điều khiển tự động và bán tự động. Theo số cấp (chỉ tính số tiến) phân ra các loại: 3, 4, 5 và nhiều cấp. Theo sơ đồ động phân ra: hộp số với các trục cố định (2, 3 hay nhiều trục) và hộp số hành tinh (1 dãy, 2 dãy). Theo số lượng phân tử điều khiển cần thiết để gài một số truyền phân ra: một, hai hay ba phần tử điều khiển. Số lượng phân tử điều khiển lớn hơn một thường dùng trong hộp số nhiều cấp. Theo lượng dòng lực phân ra một, hai hay ba dòng. Tăng số lượng dòng lực làm phức tạp kết cấu. Tuy vậy cho phép giảm tải trọng tác dụng lên các bánh răng, trục và ổ trục cũng như kích thước của chúng. Phân loại sơ bộ: Trên ôtô máy kéo hiện nay sử dụng chủ yếu các loại hộp số có trục cố định điều khiển bằng tay. Vì chúng có kết cấu đơn giản, hiệu suất làm việc cao (0,96 ÷ 0,98), giá thành rẽ, kích thước và trọng lượng nhỏ. Hộp số ba trục cố định có trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm được sử dụng phổ biến nhất. Hộp số hai trục cố định thường chỉ sử dụng trên các ôtô du lịch, thể thao hoặc máy kéo. Số cấp các hộp số đơn thường không vượt quá sáu. Hộp số có số cấp lớn hơn sáu gọi là hộp số nhiều cấp. Hộp số nhiều cấp thực chất là hộp số ghép; được kết hợp từ hai hoặc nhiều hộp số đơn ít cấp. Hộp số hành tinh với trục không cố định chủ yếu sử dụng trong truyền động thuỷ cơ. Trên hình (a) trình bày sơ đồ động học hộp số ba cấp với các khối bánh răng chuyển động. Mômen quay động cơ truyền qua ly hợp đến trục sơ cấp B của hộp số, đầu cuối trục sơ cấp có bánh răng số 1 luôn ăn khớp với bánh răng 2 ở trục trung gian C của hộp số. Các bánh răng ở trục trung gian thường được chế tạo thành một khối liền hay chế tạo chúng riêng biệt và nối ghép với trục bằng then. Đầu trước của trục thứ cấp A được đặt trong ổ thanh lăn hình trụ lồng vào lỗ đằng sau trục sơ cấp. Trên khối bánh răng chuyển động I có bánh răng ngoài 6 để gài số truyền II và đai răng 9 để gài số truyền thẳng, nghĩa là số truyền III. Khối bánh răng chuyển động II có bánh răng 4 của số truyền I và số lùi. Khi gài cặp bánh răng tương ứng sẽ có các số truyền khác nhau. Để điều khiển dễ dàng ở hộp số 3 cấp thường lắp bộ đồng tốc. Lúc đó các bánh răng sẽ luôn ăn khớp và các bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp A khi bộ đồng tốc nằm ở vị trí trung gian. Ưu và nhược điểm: Ưu điểm: Hộp số ba trục có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối trực tiếp các trục sơ cấp và thứ cấp. Khi làm việc ở số truyền thẳng các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn nên giảm được mài mòn, tiếng ồn và mất mát công suất. Ở các số truyền khác, mômen truyền qua hai cặp bánh răng, do đó có thể tạo được tỷ số truyền lớn tới (7 ÷ 9) với kích thước khá nhỏ gọn. Nhờ đó giảm được trọng lượng toàn bộ của ôtô máy kéo. Nhược điểm: Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian. Ổ bi gối đỡ trước trục sơ cấp do bố trí trong lổ ở phần bánh răng công xôn của trục sơ cấp nên làm việc căn thẳng, vì kích thước bị hạn chế bởi điều kiện kết cấu. Hộp số nhiều cấp: Hộp số nhiều cấp được tạo thành bằng cách ghép thêm vào phía trước hay phía sau hộp số cơ sở (hộp số chính loại 3 trục) một hộp giảm tốc gội là hộp số phụ. Hộp số phụ thường có một số truyền thẳng và một số truyền giảm hay tăng. Hộp số phụ đặt phía trước: Nó chỉ có một cặp bánh răng để tạo số thấp, còn số cao là số truyền thẳng, nối trực tiếp trục vào của hộp số phụ với trục sơ cấp của hộp số chính. Tỷ số truyền thấp của họp số phụ này không lớn, có tác dụng chủ yếu là chia nhỏ dãy tỷ số truyền của hộp số chính nên còn gọi là hộp số chia. Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, đảm bảo tính thống nhất hoá cao cho hộp số chính. Hiệu suất tương tự như hộp số chính khi gài số thấp ở hộp số phụ. Nhược điểm: Yêu cầu khoản cách trục hộp số lớn hơn, do mômen trên trục ra của hộp số chính lớn. Hộp số phụ đặc phía sau hộp số chính: thường là loại có trục cố định với hai cặp bánh răng hay hành tinh. Có một số truyền thẳng và một số truyền giảm với tỷ số truyền khá lớn (khoảng số truyền lớn hơn của hộp số chính) nên gọi là hộp giảm tốc. Ưu điểm: Giảm khoảng cách trục và tải trọng tác dụng lên các chi tiết của hộp số chính. Nhược điểm: Giảm tính thống nhất hoá của hộp số chính. Hiệu suất giảm khi gài số truyền thấp. Xác định số tỷ số truyền và giá trị các số truyền trung gian. Số tỷ số truyền (số cấp) hộp số. Số cấp của hộp số (n) được xác định phụ thuộc vào: Chủng loại và công dụng của ôtô. Vào giá trị khoảng tỷ số truyền Ki = ih1/ihn. Trong đó: ih1: tỷ số truyền tay số một của hộp số. ihn: tỷ số truyền tay số cao nhất của hộp số. Nói chung tăng số cấp hộp số sẽ tăng được mức độ sử dụng công suất động cơ, tăng tính kinh tế nhiên liệu, tốc độ trung bình và bởi vậy tăng năng suất và giảm giá thành vận chuyển. Tuy vậy tăng số cấp sẽ làm phức tạp kết câu và quá trình điều khiển, tăng kích thước, và giá thành hộp số. Đối với ôtô tải và buýt số cấp hộp số có thể từ n = 5 ÷ 22 ứng với Ki = 5 ÷ 25, Ki càng lớn số cấp càng tăng. Sau đây là bảng số liệu thống kê số cấp n của ôtô tải và buýt theo giá trị khoảng truyền Ki. Bảng 1.1. Bảng giá trị tay số của ôtô tải và buýt theo khoảng tỷ số truyền Ki: Khoảng số truyền Ki 5,7 ÷ 8,5 7,9 ÷ 9,35 8 ÷ 10 9,2 ÷ 18,5 13 ÷ 19,4 17 ÷ 24,7 Số cấp n 5 6 8 10 16 20 Tuy nhiên hiên nay có xu hướng tăng số cấp và khoảng tỷ số truyền khi tăng khối lượng ôtô, đặc biệt là đối với các đoàn xe kéo moóc, để bù lại cho sự giảm công suất riêng của chúng. Tăng số cấp và khoảng tỷ số truyền của hộp số các ôtô tải trọng lớn, cho phép sử dụng hiệu quả hơn công suất động cơ khi ôtô làm việc với các mức tải và điều kiện đường xá khác nhau. Đối với các ôtô này, trong vùng các số hay sử dụng nhất, khoảng cách giữa tỷ số truyền giữa các tay số kề.qi,i+1 = ihi/ih(i+1) cần phải nằm trong khoảng giới hạn 1,35 ÷ 1,45. Khoảng này lớn sẽ làm tăng suất tiêu hao nhiên liệu và giảm chất lượng động lực học của ôtô và khó chuyển tay số. Khoảng cách nhỏ quá lại làm cho người lái khó khăn trong vân đề lựa chọn tay số thích hợp. Ở các tay số ít sử dụng hơn, khoảng cách giữa các số có thể tăng lên. Tuy vậy không nên quá 1,6 ÷ 1,7 để đảm bảo khả năng chuyển sô. Kết hợp hai điều kiện trên và giả thuyết dãy tỷ số truyền bố trí theo cấp số nhân, có thể xác định sơ bộ theo: (1.1) Trong đó: qt: khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số thấp. qt = 1,6 ÷ 1,7 chọn qt = 1,7 qc: khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số cao. qc = 1,35 ÷ 1,45 chọn qc = 1,35 n: số cấp của hộp số ih1 = 5,8: giá trị tỷ số truyền thấp nhất của hộp số ihn = 1: giá trị tỷ số truyền cao nhất của hộp số Từ (1.1) ta có: 4,3 ≤ n ≤ 6,8 Theo tính toán trên ta chọn hộp số 5 cấp (n = 5) Xác định tỷ số truyền các tay số trung gian. Tỷ số truyền các tay số trung gian. Tỷ số truyền các tay số trung gian được xác định theo hai quy luật cấp số nhân hoặc cấp số điều hoà. Khi xác định theo quy luật cấp số nhân sẽ đảm bảo cho động cơ làm việc ở chế độ như nhau khi tăng tốc độ ôtô ở các số khác nhau. Khi tính theo cấp số điều hoà khoảng biến thiên tốc độ ở các tay số khi xe tăng tốc đều bằng nhau và bước ở các số truyền cao sẽ nhỏ hơn khá nhiều so với các số truyền thấp. Đối với xe buýt, với hai phương án trên ta chọn hệ thống tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số theo cấp số nhân. Ôtô thông thường hay sử dụng ở số cao của hộp số, nhưng ở khu vực này thì số lượng tỷ số truyền ít so với số lượng tỷ số truyền có được ở số thấp, đây là một nhược điểm khi chọn hệ thống tỷ số truyền cho các số trung gian theo cấp số nhân. Đối với hộp số có cấp thì lượng số truyền bị hạn chế, do đó sẽ hạn chế khả năng vận tốc trung bình của ôtô và hệ số sử dụng tải trọng của động cơ. Nhưng khi chọn theo cấp số nhân thì đảm bảo động cơ làm việc ở chế độ như nhau khi tăng tốc độ ôtô ở các tay số khác nhau. Theo lý thuyết ôtô máy kéo, chọn tỷ số truyền của các số trung gian theo cấp số nhân và tỷ số truyền thứ m nào đó được xác định theo công thức. (2.1) với Tỷ số truyền tay số 2: ih2 Tỷ số truyền tay số 3: ih3 Tỷ số truyền tay số 4: ih4 Tỷ số truyền số lùi: ihl được xác định khi bố trí chung hộp số, thường chọn ihl = (1,2 ÷ 1,3)ih1 ihl = 1,2.ih1 = 1,2.5,8 = 6,96 Vậy tỷ số truyền các tay số của xe cần thiết kế sơ bộ: ih1 = 5,8; ih2 = 3,74; ih3 = 2,41; ih4 = 1,55; ih5 = 1; ihl = 6,96 Sơ đồ động học của hộp số xe cần thiết kế. Sơ đồ động của các hộp ba trục có trục thứ cấp như nhau, khác nhau chủ yếu ở số lượng các cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp và cách bố trí số lùi. Ở hầu hết các tay số đều sử dụng cặp bánh răng nghiêng thường xuyên ăn khớp. Để gài số, có thể dùng ống gài hoặc bộ đồng tốc. Riêng đối với các bánh răng số một và số lùi có thể dùng các phương án sau: Phương án 1: Bánh răng số một và số lùi luôn ăn khớp thường sử dụng trong trường hợp thời gian làm việc ở số một và số lùi khá lớn. Ưu điểm: mặt đầu các vành răng không bị ăn mòn, hành trình của nạng chuyển số nhỏ. Nhược điểm: cần đặt tự do trên trục thứ cấp một bánh răng số lùi kích thước khá lớn, do đó làm tăng số lượng các bánh răng và mômen quán tính các chi tiết quay, bởi vậy tăng tải trọng tác dụng lên các đồng tốc. Phương án 2: Không cần bố trí bánh răng số lùi trên trục thứ cấp. Tuy nhiên vẫn còn có hai phương án không cần có bánh răng số lùi đặt riêng trên trục thứ cấp. Bố trí bánh răng số lùi không luôn luôn ăn khớp, để gài số ta dịch chuyển bánh răng trên trục số lùi. Loại này thường bố trí ở hộp số 4 cấp. Cả bánh răng số lùi và số một không luôn luôn ăn khớp, để gài số lùi và số một dùng bánh răng di trượt. Bánh răng trung gian (đặt trên trục số lùi) có thể làm một hay hai vành răng. Loại này thường dùng bố trí cho hộp số 5 cấp. Phương án một vành răng có kết cấu đơn giản hơn. Tuy vậy điều kiện làm việc của bánh răng không có lợi, chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng. Phương án hai điều kiện ứng suất thuận lợi hơn thay đổi theo chu trình mạch động cho phép thực hiện số lùi với tỷ số truyền lớn hơn. Với những ưu nhược điểm như đã phân tích ở trên ta chọn phương án bố trí số lùi là cả bánh răng số một và số lùi đều không luôn luôn ăn khớp. Vì có đặc điểm gài số lùi rất dễ dàng, chỉ cần dịch chuyển bánh răng số 1. Hình 2.2. Sơ đồ bố trí số lùi trên ôtô thiết kế Z1: bánh răng bị động; Z2 : bánh răng chủ động số 1; Zl1 : bánh răng dẫn động trục số lùi; Zl1’ : bánh răng bị động của trục số lùi; Zl2: bánh răng chủ động số lùi l z2 z3 z5 z2 z3 z5 z4 Bánh răng các tay số thấp (như số một và số lùi) chịu lực lớn thời gian làm việc ít hơn, nên bố trí sát gối đỡ sau. Bánh răng tay số cao thời gian làm việc nhiều bố trí ở khoảng giữa trục, là vùng có góc xoay nhỏ nhất, nhờ đó điều kiện ăn khớp của các bánh răng tốt hơn nên giảm được tiếng ồn và mài mòn. Hầu hết các tay số đều dùng bánh răng trụ răng nghiêng và đồng tốc. Các tay số một và lùi có thể có răng thẳng gài bằng phương pháp di trượt. Mặt khác ở các tay số 2,3,4,5 khi sang số vì tốc độ lớn nên mặt dù đã cắt bộ ly hợp song do quán tính nên các bánh răng còn quay với tốc độ khác nhau, nếu gài vào sẽ sinh ra lực va đập. Để khắc phục hiện tượng trên và đơn giản hoá thao tác cho người lái nên trên hộp số có bố trí bộ đồng tốc để gài số ở số hai và số ba, số bồn và số năm. Để khi hai bánh răng chưa đồng tốc thì cơ cấu này không cho chúng gài vào nhau bằng cách tạo ra một lực cản chống lại lực của tay người lái tác dụng lên cần số. Dùng mômen ma sát giữa các bề mặt côn tiếp xúc để khắc phục mômen quán tính, các bánh răng dần dần đồng đều tốc độ và lực cản nêu trên dần dần bị triệt tiêu, lúc đó lực của tay người lái đủ thắng định vị lò xo bi, gạt các bánh răng ăn khớp với nha một cách êm dịu. Hình 2.3. Sơ đồ động học của hộp số xe cần thiết kế 1. Trục sơ cấp; 2. Bộ đồng tốc; 3. Bánh răng di trược; 4. Trục thứ cấp; 5. Trục trung gian; 6. Trục số lùi Xác định các thông số cơ bản của hộp số. Khi tính toán thiết kế hộp số, trước tiên cần xác định sơ bộ các thông số cơ bản của nó, dựa theo các công thức kinh nghiệm, các bảng biểu hoặc đồ thị đã xây dựng được trên cơ sở phân tích các số liệu thống kê. Sau đó, tiến hành điều chỉnh chính xác dựa vào kết quả các tính toán kiểm tra bền, hình học và số liệu tiêu chuẩn… Khoảng cách trục. Đối với hộp số ôtô loại trục cố định, khoảng cách trục A có thể xác định sơ bộ theo một trong các công thức kinh nghiệm sau: (3.1) Trong đó: Ka: hệ số kinh nghiêm, có giá trị như sau: Đối với ôtô du lịch: Ka = 8,9 ÷ 9,6 Đối với ôtô tải và buýt: Ka = 8,6 ÷ 9,6 Ta chọn Ka = 8,9 Memax: mômen quay cực đại của động cơ Memax = 400 (N.m) ih1: tỷ số truyền thấp nhất. ih1 = 5,8 Thay vào công thức (3.1) ta có: (mm) Chọn: A = 118 (mm) Kích thước chiều trục của hộp số. Kích thước chiều trục của hộp số được xác định dựa vào kích thước chiều rộng của các chi tiết lắp trên trục như: Bánh răng, ổ trục, ống gài và đồng tốc… Các kích thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như sau: Chiều rộng các vành răng: b ≈ (0,19 ÷ 0,23).A (3.2) Chọn: b ≈ 0,21.118 = 24,78 (mm) lấy b = 25 (mm) Chiều rộng các ổ bi: B ≈ (0,20 ÷ 0,25).A (3.3) Chọn: B ≈ 0,22.A = 0,22.118 = 25,96 (mm) B = 26 (mm) Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc: phụ thuộc vào kết cấu của chúng. Đối với đồng tốc gài hai phía, thường chiều rộng: H ≈ (0,4 ÷ 0,55).A (3.4) Chọn: H ≈ 0,43.A = 0,43.118 = 50,96 (mm) H = 51 (mm) Kích thước chiều trục Lh của cạc te hộp số Lh = (2,7 ÷ 3,0).A (3.5) Lh = 3,0.A = 3,0.118 = 354 (mm) Các thông số chính của bánh răng: Mô đuyn (mn và ms): Khi chọn mô đuyn cần lưu ý một số vấn đề sau: Để giảm tiếng ồn khi làm việc, nên chọn mô đuyn nhỏ và tăng chiều rộng bánh răng. Để giảm khối lượng hộp số (khi giữ nguyên khoảng cách trục) thì ngược lại, nên tăng mô đuyn và giảm chiều rộng bánh răng. Đối với ôtô tải và buýt, vấn đề giảm tiếng ồn, không yêu cầu cao như ôtô du lịch, vì thế khi chọn mô đuyn bánh răng trong hộp số ôtô tải và buýt cần ưu tiền vấn đề giảm khối lượng hộp số. Mô đuyn xác định độ bền uốn của răng, vì thế các bánh răng chịu tải khác nhau cần phải có mô đuyn khác nhau. Tuy vậy, xét theo quan điển công nghệ, thì chỉ nên dùng hai giá trị mô đuyn: một chung cho các bánh răng nghiêng và một chung cho các bánh răng thẳng, để đơn giản hoá quá trình chế tạo và sửa chữa. Theo các số liệu thống kê: Ôtô du lịch cỡ đặt biệt nhỏ và nhỏ (thể tích làm việc của động cơ Vlv < 1,8lít, trọng lượng khô Gk < 1150 kg): m = 2,25 ÷ 2,75. Ôtô du lịch cỡ trung: m = 2,75 ÷ 3,0. Ôtô tải, buýt: + Cỡ nhỏ và trung bình: m = 3,5 ÷ 4,25 + Cỡ lớn: m = 4,25 ÷ 5,00 (Giá trị mô đuyn bằng 5 hay đôi khi bằng 6, thường chỉ dùng cho cặp bánh răng số 1 của ôtô tải lớn, khi số răng nhỏ (z = 12), hoặc cặp bánh răng đầu ra của hộp giảm tốc phụ đặc phía sau hộp số chính của hộp số nhiều cấp) Ta chọn mô đuyn cho hộp số thiết kế Bánh răng trụ răng thẳng: mt = 4 Bánh răng trụ răng nghiêng: mn = 3,5 Góc nghiêng của răng (β): Góc nghiêng β được chọn theo hai điều kiện: Điều kiện 1: Đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (εβ) không nhỏ hơn một, để bánh răng ăn khớp được êm dịu, tức là: εβ = b.tgβ/ts = b.sinβ/(π.mn) > 1 hay β > arsin(π.mn/b) Điều kiện 2: Lực chiều trục tác dụng lên các bánh răng nghiêng của trục trung gian phải tự cân bằng, để giảm lực tác dụng lên các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tất cả các bánh răng trên trục phải giống nhau và thoả mãn điều kiện: tgβi/tgβ1 = ri/r1 Ở đây: βi, ri - Góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số thứ i trục trung gian. β1, r1 - Góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn luôn ăn khớp với bánh răng trục sơ cấp. Thực tế, lực chiều trục không thể cân bằng hoàn toàn và trên nhiều ôtô máy kéo người ta sử dụng các bánh răng có góc nghiêng β như nhau, để tạo điều kiện thuận lợi cho công nghệ và sửa chữa. Theo số liệu thống kê, góc nghiêng các bánh răng hộp số ôtô hiện nay nằm trong khoảng: Đối với ôtô du lịch hộp số 3 trục: β = 220 ÷ 340 Đối với ôtô vận tải và khách: β = 180 ÷ 300 Theo xe thiết kế ta chọn: β = 220 Góc nghiêng β sau khi chọn cần phải tính chính xác lại theo khoảng cách trục và các thông số khác của bánh răng. Xác định số răng của các bánh răng hộp số thiết kế. Đối với hộp số 3 trục, các số truyền đều phải qua hai cặp bánh răng, trong đó có một cặp bánh răng được dùng chung cho tất cả các số truyền (trừ số truyền thẳng) gọi là cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Nghĩa là nó luôn làm việc với bất kì gài số truyền nào (trừ số truyền thẳng). Vì vậy khi phân chia tỷ số truyền cho cặp bánh này cần phải có giá trị đủ nhỏ để vừa đảm bảo tuổi thọ cho cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp, vừa để cho số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp không được quá nhỏ. Gọi Zg1, Zg2, Zg3, Zg4 : là số răng của các bánh răng trên trục trung gian. Z’g1, Z’g2, Z’g3, Z’g4 : là số răng của các bánh răng trên trục thứ cấp. Za, Z’a : là số răng của các bánh răng luôn luôn ăn khớp. ig1, ig2, ig3, ig4 : là tỷ số truyền của các bánh răng; Zg1 – Z’g1; Zg2 – Z’g2; Zg3 – Z’g3; Zg4 – Z’g4. ia : tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Kinh nghiệm cho thấy, tỷ số truyền ih1 phân phối tương đối hợp lý, nếu Zg1 = 12 ÷ 16 - Đối với hộp số ôtô tải và khách (thường có ih1 = 6 ÷ 8). Như vậy đối với hộp số thiết kế với ih1 = 5,8 ta chọn: Zg1 = 16 (răng). Từ công thức kinh nghiệm: Suy ra: Các số liệu đã chú thích ở trên. Ta có: Vậy tỷ số truyền của cặp bánh răng truyền động chung (luôn luôn ăn khớp) Và tỷ số truyền của các cặp bánh răng khác. Theo công thức trên ta sẽ xác định được số răng của các bánh răng chủ động tương ứng: Chọn: Za = 20 (răng) Chọn: Zg2 = 23 (răng) Chọn: Zg3 = 30 (răng) Chọn: Zg4 = 37 (răng) Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó: Z’gk = Zgk.igk Ta có: Z’g1 = 16.2,6875 = 43 (răng) Z’g2 = 23.1,714 = 39,4 lấy Z’g2 = 40 (răng) Z’g3 = 30.1,112 = 33,36 lấy Z’g3 = 33 (răng) Z’g4 = 37.0,695 = 25,7 lấy Z’g4 = 26 (răng) Z’a = 20.2,158 = 43,16 lấy Z’a = 43 (răng) Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng: (mm) Tính chính xác lại góc nghiêng của bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục của chúng đều bằng: * Xác định số răng của bánh răng gài số lùi. Gọi: Zl1 - là số răng của bánh răng số lùi lắp trên trục trung gian. Z’l1, Zl2 - là số răng của bánh răng số lùi lắp trên trục số lùi. Z’l2 - là số răng của bánh răng số lùi lắp trên trục thứ cấp. Ta có: Để dẫn động bánh răng số lùi dùng một trục trung gian (gọi là trục số lùi). Để đảm bảo sự ăn khớp và tránh hiện tượng cắt chân răng ta chọn: Zl1 = 16 (răng) Zl2 = 16 (răng) Z’l2 = Z’g1 = 43 (răng) Ta có: igl = igl1.igl2 igl2 = Z’l2/Zl2 = 43/16 = 2,6875 Suy ra: igl1 = igl/igl2 = 3,225/2,6875 = 1,2 Z’l1 = igl1.Zl1 = 1,2.16 = 19,2 Chọn: Z’l1 = 19 (răng) Vậy tỷ số truyền thực tế của tay số lùi: ihl = ia.igl = ia.igl1.igl2 = Xác định khoảng cách trục số lùi với trục trung gian (Ltg) và trục thứ cấp (Ltc). Khoảng cách trục được xác định theo số răng và mô đuyn của bánh răng dựa vào công thức: Trong đó: L - Khoảng cách trục (mm) mn - mô đuyn của bánh răng (mm) Z, Z’ - Số răng của bánh răng chủ động và bị động Ta có: Kết quả tính toán các thông số bánh răng được cho bảng: Tỷ số truyền iz ia =2,15 ig1 = 2,6875 ig2 = 1,739 ig3 = 1,1 ig4 = 0,7 Số răng chủ động 20 16 23 30 37 Số răng bị động 43 43 40 33 26 Mô đuyn m [mm] 3,5 4 3,5 3,5 3,5 Góc nghiêng β 2206’30” 0 2206’30” 2206’30” 2206’30” Tỷ số truyền hộp số ih1 = ia.ig1 = 5,778 ih2 = ia.ig2 = 3,738 ih3 = ia.ig3 = 2,365 ih4 = ia.ig4 = 1,505 ih5 = 1 Chú ý rằng, để đảm bảo cho các bánh răng cùng lắp trên trục có cùng khoảng cách, các bánh răng trong ôtô và máy công trình phải được chế tạo theo sự dịch chỉnh. Hệ số dịch dao tổng cộng ζk của các cặp bánh răng thứ k phải thoả mãn điều kiện ăn khớp đúng như sau: Kích thước hộp số Đường kính trục. Đường kính trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào các công thức kinh nghiệm sau: Đường kính trục sơ cấp (phần then hoa): d1 = Kd.(Memax)1/3 (mm) Ở đây: Kd = 4,0 ÷ 4,6 – Hệ số kinh nghiệm Chọn Kd = 4,6 Memax - Mômen cực đại của động cơ (Nm) Ta có: d1 = 4,6.4001/3 = 33,89 (mm) chọn d1 = 34 (mm) Đường kính trục trung gian (d2) và trục thứ cấp (d3): + Ở phần giữa (đối với trục bậc): Đối với trục trung gian đóng vai trò trục sơ cấp của bánh răng gài số igk. Ta có: d2 = 4,5.(Mmax)1/3 Trong đó: Mmax = Memax.ia = 400.2,15 = 860 [N.m] d2 = 4,5.8601/3 = 42.79 [mm] Chọn: d2 = 43 [mm] Đối với trục thứ cấp: d3 = 0,45.A Trong đó: A = 119 [mm] - Khoảng cách trục d3 = 0,45.119 = 53,55 [mm] Chọn: d3 = 53,5 [mm] Quan hệ giữa đường kính trục và chiều dài trục được tính sơ bộ bằng [mm]. d1 = (0,16 ÷ 018) l1 d3 = (0,18 ÷ 0,21).l3 Ta chọn: l1 = d1/0,16 = 34/0,16 = 212,5 [mm] l3 = d3/0,18 = 53,5/0,18 = 297,22 [mm] Chiều dài trục chọn sơ bộ phải phù hợp sơ đồ tính theo tổng thể chiều dài các chi tiết lắp trên trục. Tổng chiều dài trục l2 có thể được xác định bằng: l2 = 6.b + 3.H + 2.B + 4.δb Trong đó: b - Chiều rộng bánh răng thiết kế b = 25 [mm] H - Chiều rộng đồng tốc H = 51 [mm] B - Chiều rộng ổ đở B = 26 [mm] δb - Khe hở giữa hai bánh răng liền kề hoặc giữa răng và ổ đở. δb = 5 [mm] Ta có: l2 = 6.25 + 3.51 + 2.26 + 4.5 = 372 [mm] Kích thước và loại ổ trục. Trong các hộp số 3 trục, thường sử dụng ổ bi cầu và ổ bị trụ hướng kính một dãy, loại nhẹ và trung bình. Theo số liệu thống kê, các kích thước d - đường kính ngõng trục; D - đường kính ngoài; B - chiều rộng ổ (tính theo tỷ lệ tương đối đối với khoảng cách trục A) có giá trị như sau: d B D Ổ phía sau của: - Trục sơ cấp: d = 0,45A = 0,45.119 = 53,5 [mm] D = 0,90.A = 0,90.119 = 107,1 [mm] B = 0,22.A = 0,22.119 = 26 [mm] - Trục thứ cấp: d = 0,4.A = 0,4.119 = 47,6 [mm] D = 0,9.A = 0,9.119 = 10,7 [mm] B = 0,22.A = 0,22.119 = 26 [mm] -Trục trung gian: d = 0,3.A = 0,3.119 = 35,7 [mm] D = 0,72.A = 0,72.119 = 85,68 [mm] B = 0,2.A = 0,2.119 = 24 [mm] Ổ phía trước của: - Trục trung gian: d = 0,3.A = 0,3.119 = 35,7 [mm] D = 0,61.A = 0,61.119 = 72,59 [mm] B = 0,2.A = 0,2.119 = 24 [mm] - Trục thứ cấp d = 0,23.A = 0,23.119 = 27.37 [mm] Đường kính vòng chia và mômen quán tính của bánh răng hộp số thiết kế: Bán kính vòng chia của bánh răng được xác định theo công thức: Trong đó: mk - mô đuyn pháp tuyến bánh răng thứ k Zk - số răng của bánh răng thứ k βk - góc nghiêng của bánh răng thứ k. Thay số vào ta tính được bán kính vòng chia bánh răng chủ động R, bánh răng bị động R’. Khoảng cách trục ăn khớp A, đường kính trục lắp bánh răng chủ động d1, đường kính lắp bánh răng bị động d2 và cho trên bảng Bảng 3.5. Kết quả tính bán kính vòng chia và đường kính trục lắp bánh răng tương đương. Z Z' R(mm) R'(mm) A(mm) d(mm) d'(mm) Cặp bánh răng chung 20 43 37.78 81.22 119 34 43 Cặp bánh răng số 4 37 26 69.89 49.11 119 43 53 Cặp bánh răng số 3 30 33 56.67 62.33 119 43 53 Cặp bánh răng số 2 23 40 43.44 75.56 119 43 53 Cặp bánh răng số 1 16 43 32.27 86.73 119 43 53 Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng có thể coi gần đúng là hình trụ được xác định. Trong đó: bk - bề rộng bánh răng thứ k Rk - bán kính vòng chia bánh răng thứ k rk - bán kính trục lắp bánh răng thứ k ρ - khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng [Kg/m3 ] Với vật liệu thép hoặc gang, có thể lấy ρ = 7800 [Kg/m3 ] Thay số vào ta xác định được mômen quán tính khối lượng của các bánh răng cho ở bảng. Bảng 3.6. Kết quả tính toán mômen quán tính khối lượng các bánh răng: J(kg.mm2) J'(kg.mm2) Jqd(kg.mm2) J'qd(kg.mm2) Cặp bánh răng chung 598.297 13265.3 128.4617 2848.225 Cặp bánh răng số 4 7242.37 1716.41 1555.026 762.9732 Cặp bánh răng số 3 3092.94 4467.37 664.0928 775.5694 Cặp bánh răng số 2 1025.72 9825.24 220.2347 717.6707 Cặp bánh răng số 1 266.762 17173.6 57.27707 510.5295 Mômen quán tính khối lượng của bánh răng được qui dẫn về trục ly hợp.Kí hiệu Jqd Jqd = Jk.ik-2. Trong đó: Jk - Mômen quán tính khối lương của các bánh răng ik - Tỷ số truyền tính từ trục ly hợp đến bánh răng thứ k. + Với các bánh răng trên trục trung gian ik = ia + Với các bánh răng trên trục thứ cấp ik = ia.igk (k =1,2,3,4) Tính toán đồng tốc: Nhiệm vụ tính toán: Hiệu quả của đồng tốc được đánh giá bằng thời gian cần thiết để đồng tốc làm đồng đều tốc độ các phần cần nối, gọi tắt là thời gian đồng tốc tc, khi người lái tác dụng lên đòn điều khiển một lực cho phép và áp suất trên các bề mặt ma sát nằm trong giới hạn qui định. Ngoài ra, đồng tốc còn phải đảm bảo được yêu cầu: Không cho phép gài số khi các phần cần nối chưa đồng tốc; Không bị kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm trong quá trình làm việc. Vì vậy, tính toán đồng tốc có các nhiệm vụ chính sau: Xác định các kích thước cơ bản, để đồng tốc đảm bảo được hiệu quả yêu cầu, thể hiện qua chỉ tiêu - thời gian đồng tốc tc và tuổi thọ cần thiết - đánh giá qua giá trị áp suất và công trượt riêng trên bề mặt ma sát. Xác định các thông số kết cấu, phải lưu ý điều kiện - đảm bảo không kẹt dính các bề mặt ma sát và bề mặt hãm, trong bất cứ điều kiện sử dụng nào. Trình tự tính toán: 2.1. Xác định các thông số cơ bản của đồng tốc hộp số. a. Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp. Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp được xác định theo công thức sau: JΣ = J1 + J2.ia-2 + + Jl.il-2 Trong đó: k - Chỉ số để chỉ bánh quay trơn trên trục thứ cấp J1 - Mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (thường chính là trục ly hợp) và tất cẩ các chi tiết nối với trục [kg.m2 ] J2 - Mômen quán tính khối lượng của trục trung gian và tất cả các chi tiết gắn trên trục trung gian [kg.m2 ] ia - Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp của hộp số. JZk - Mômen quán tính khối lượng của bánh răng bị động quay trơn trên trục thứ cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian, của cặp bánh răng gài số thứ k [kg.m2 ] ik - Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ k m - số lượng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (thường xuyên ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian) Jl - Mômen quán tính khối lượng của bánh răng gài số lùi có quan hệ động học thương xuyên với bánh răng trên trục trung gian [kg.m2 ] il - Tỷ số truyền các cặp bánh răng số lùi, tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh răng số lùi có quan hệ động học. Xác định các đại lượng thành phần trong công thức Mômen quán tính J1: J1 = Jtr1 + Jlh Với: Jtr1 - mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (chính là trục ly hợp) Jlh - mômen quán tính khối lượng của đĩa bị động ly hợp, được xác định theo công thức. Ở đây: l1 : chiều dài trục ly hợp theo kết quả tính toán ta có l1 = 212,5 [mm] Rtr1 : Bán kính trục ly hợp: Rtr1 = 17 [mm] blh : Chiều rộng trung bình củ đĩa bị động có thể lấy gần đúng bằng bề dày xương đĩa: blh = 2 [mm] Rlh : Bán kính ngoài của đĩa ly hợp Rlh = 180 [mm] Thay vào phương trình ta có: [kgmm2 ] Mômen quán tính J2.ia-2: Với: Jtr2 : mômen quán tính khối lượng của trục trung gian hộp số JZk : mômen quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục trung gian. Đã xác định JZk = 24893,11 [kg.mm2 ] ia : tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp. Thay số vào phương trình ta có: [kg.mm2 ] Mômen quán tính quy dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấp J3: Với: Jk’ - là mômen quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục thứ cấp ik - là tỷ số truyền của số thứ k hộp số. Thay số vào công thức ta có J3 = (1716,41.0,7-2 + 4467,37.1,1-2 + 9825,24.1,739-2 + 17173,6.2,6875-2) J3 = 12821,62 [kg.mm2 ] Với sơ đồ đã chọn ta có mômen quán tính khối lượng của bánh răng số lùi quy dẫn về trục ly hợp bằng không. Thay tất vào công thức ta có mômen quán tính tổng cộng quy dẫn về trục ly hợp bằng: JΣ = 25939,23 + 5595,89 + 12821,62 = 44356,74 [kg.mm2 ] JΣ = 0,04435674 [kg.m2 ] b. Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc: Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc được xác định theo công thức. Trong đó: JΣ : Mômen quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối lượng chuyển động quay trong hộp số có quan hệ động học với trục sơ cấp hộp số (thường là trục ly hợp) được quy dẫn về trục sơ cấp [kg.m2 ] ik : Tỷ số truyền thứ k của hộp số tương ứng với chế độ tính toán của đồng tốc (tính từ trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán). Δω : Chênh lệch tốc độ giữa hai bánh gài số [rad/s] Được xác định theo công thức: Trong đó: : Tỷ số truyền tính từ trục sơ cấp đến bộ đồng tốc của hộp số ứng với số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ ik) ωeo : Tốc độ của động cơ khi bắt đầu chuyển số [rad/s]. Giá trị này được xác định theo bảng kinh nghiêm. Chế độ sang số Động cơ xăng Động cơ diezen Xe du lịch Xe tải và khách Từ thấp lên cao (0,6 ÷ 0,7)ωN (0,7 ÷ 0,8)ωN và ≥ ωM (0,75 ÷ 0,85)ωN Từ cao về thấp (0,4 ÷ 0,5)ωN (0,5 ÷ 0,6)ωN và ≥ ωM (0,9 ÷ 1,0)ωN Trong đó: ωN, ωM - tương ứng với tốc độ góc của động cơ ứng với công suất cực đại, mômen cực đại của động cơ. Xe thiết kế là xe buýt: Khi chuyển từ số thấp lên số cao ta chọn: ωeo = 0,7.ωN = 0,7.3,1416.3800/30= 278,5 [rad/s] Khi chuyển từ số cao về số thấp ta chọn: ωeo = 0,5.ωN = 0,5.3,1416.3800/30 = 198,968 [rad/s] tc - thời gian làm đồng đều tốc độ giữa bộ đồng tốc và bánh răng gài số [s] Với ôtô buýt: Với số cao: tc = 0,3 ÷ 0,8 [s] Với số thấp: tc = 1,00 ÷ 1,5 [s] Chọn thời gian chuyển số cho số cao (số 4 và số 5 ) Từ thấp lên cao: tc = 0,8 [s] Từ cao về thấp: tc = 0,8 [s] Chọn thời gian chuyển số cho số thấp (số 2 và số 3) Từ thấp lên cao: tc = 1,5 [s] Từ cao về thấp: tc = 1,5 [s] Thay vào công thức ta có: [N.m] [N.m] [N.m] [N.m] [N,m] [N.m] [N.m] c. Bán kính ma sát của bộ đồng tốc. Nếu gọi Rms là bán kính trung bình của vành côn ma sát bộ đồng tốc, thì mômen ma sát được tạo ra do lực ép Q tác dụng lên đôi bề mặt ma sát của đồng tốc có quan hệ với Mms xác định như sau. Trong đó: Q : Lực ép tác dụng theo chiều trục lên đôi bề mặt ma sát [N] Lực ép Q do lực điều khiển P trên cần số tạo ra và được xác định: Q = Pdk.idk.ηdk Với: P : Lực danh nghĩa tác dụng lên cần điều khiển với xe thiết kế chọn: P = 100 [N] idk : tỷ số truyền điều khiển, trong tính toán có thể lấy (1,5 ÷ 2,5) chọn idk = 2,5 ηdk : Hiệu suất của cơ cấu điều khiển (0,85 ÷ 0,95) chọn ηdk = 0,95 μ : Hệ số ma sát giữa đôi bề mặt ma sát. Với vật liệu đôi bề mặt là đồng thau làm việc trong dầu ta có μ = 0,06 ÷ 0,07 chọn μ = 0,07 α : Góc côn bề mặt ma sát. Với vật liệu là đồng thau thì α = 6 ÷ 70 chọn α = 70 Thay vào công thức ta có: [m] [m] [m] [m] [m] [m] [m] Thống nhất chọn bán kính ma sát của bộ đồng tốc: Tay số truyền thấp (2 – 3): Rms(2-3) = 0,052 [m] Tay số truyền cao (4 – 5): Rms(4-5) = 0,037 [m] d. Chiều rộng của bề mặt vành ma sát của đồng tốc. Chiều rộng bề mặt vành côn ma sát bms [m] có thể xác định theo công thức: Trong đó: pN : áp suất pháp tuyến hình thành ở bề mặt đôi ma sát. Với vật liệu của vành côn ma sát thường được làm bang đồng thau và được bôi trơn bằng dầu trong cácte của hộp số thì giá trị áp suất làm việc cho phép nằm trong khoảng: pN = (1,0 ÷1,5) [MN/m2 ] Các thông số đã được chú thích và xác định ta có: [m] [m] e. Góc nghiêng của bề mặt hãm β: Góc nghiêng bề mặt hãm được xác định theo công thức sau: Với: Rβ : bán kính hãm tuỳ theo chọn bộ đồng tốc Rβ = (0,75 ÷ 1,25)Rms chọn Rβ = 1,2Rms Các thông số đã được chú thích và tính toán ta có: chọn β =250 2.2. Tính toán kiểm tra các thông số cơ bản của đồng tốc. Khi tính toán đồng tốc theo phương pháp trình bày ở trên chúng ta đã giả thiết rằng; trong quá trình gài đồng tốc thì vận tốc xe không đổi. Thực tế khi gài đồng tốc, do cắt ly hợp (hoặc giảm vị trí cung cấp nhiên liệu cho động cơ về chế độ không tải …) nên tốc độ xe giảm trong quá trình gài số. Do vậy các chi tiết nối với trục sơ cấp hộp số sẽ chuyển động chậm dần theo tốc độ của xe trong thời gia gài đồng tốc. Điều này sẽ làm cho chệnh lệch tốc độ thực tế tăng lên khi chuyển số từ thấp lên cao và ngược lại khi chuyển số từ cao về số thấp. Chênh lệch tốc độ sẽ giảm do vậy thời gian chuyển số thực tế giảm. 2.2.1. Mômen ma sát thực tế của đồng tốc. Mômen ma sát thực tế của đồng tốc được xác định theo công thức sau: Trong đó: μ : Hệ số ma sát của vành ma sát μ = 0,07 α : Góc côn của vành ma sát α = 70 Rms : Bán kính trung bình vành ma sát Rms(2-3) = 0,052 [m] Rms(4-5) = 0,037 [m] Q : Lực gài tác dụng lên vành ma sát của đồng tốc [N] Thay vào công thức ta có: [N.m] [N.m] 2.2.2. Thời gian chuyển số thực tế của đồng tốc. Thời gian chuyển số thực tế khi gài đồng tốc tương ứng là Ở đây: Dấu (-) ứng với trường hợp gài số thừ số thấp lên số cao. Dấu (+) ứng với trường hợp gài số từ số cao về số thấp. εc : gia tốc góc của trục thứ cấp do xe giảm tốc độ khi sang số. Gia tốc εc được xác định từ quá trình giảm tốc của xe trong khi sang số: Trong đó: g: Gia tốc trọng trường (g = 9,81 m/s) ψ: Hệ số cản tổng cônạg của đường khi tính toán chọn ψ = 0,02. ick, ηck : tỷ số truyền và hiệu suất truyền lực tình từ bánh răng gài đang tính của đồng tốc trên trục thứ cấp thì tỷ số truyền ick = io = 5,9 Chọn hiệu suất từ hộp số đến bánh xe chủ động ηck = 0,9. δ : Hệ số xét đến các khối lượng quay trong hệ thống truyền lực đến quán tính chuyển động tịnh tiến của ôtô. Có thể chọn δck = 1,05. Rbx : Bán kính bánh xe Rbx = 0,45 [m]. Thay vào công thức ta có: [rad/s] Thay kết quả εc và các thông số vào biểu thức trên ta tính được thời gian chuyển số thực tế của bộ đồng tốc. [s] [s] [s] [s] [s] [s] Thời gian sang số thực tế là phù hợp với lý thuyết tính toán và nằm trong giới hạn kinh nghiệm cho phép. 2.2.3. Công trược của đôi bề mặt côn ma sát của đồng tốc. Công trược do ma sát trược của đôi bề mặt ma sát đồng tốc Lms (J) có thể được xác định theo công thức đề xuất của giáo sư Gríkevich như sau: Trong đó: Mms : Mômen ma sát của đồng tốc. Mms(2-3) = 7,0936 [N.m] Mms(4-5) = 5,074 [N.m] Δω : Chênh lệch tốc độ giữa hai số truyền được xác định ở trên. εc : Gia tốc chậm dần. tc : Thời gian chuyển số thực tế. [J] [J] [J] [J] [J] [J] 2.2.4. Công trược riêng của đôi bề mặt ma sát: Công trượt riêng của bộ đồng tốc được đánh giá bởi công trượt của đôi bề mặt vành ma sát trên một đơn vị diện tích của vành ma sát. Trong đó: Lms : Công trượt của vành ma sát [J] Rms : Bán kính ma sát của vành ma sát Rms(2-3) = 0,052 [m] Rms(4-5) = 0,037 [m] bms : Chiều rộng bề mặt vành ma sát bms(2-3) = 0,0059 [m] bms(4-5) = 0,0083 [m] Ta có: [J/m2 ] [J/m2 ] [J/m2 ] [J/m2 ] [J/m2 ] [J/m2 ] Giá trị công trượt riêng lớn nhất của đồng tốc là 196,829 [KJ/m2 ] nhỏ hơn giới hạn cho phép [200 KJ/m2 ] đối với xe thiết kế. jngu ngu2