Đồ án Thiết kế ô tô - Đề tài: Thiết kế hộp số

Nội dung text: Đồ án Thiết kế ô tô - Đề tài: Thiết kế hộp số

1. Mục lục Lời nói đầu Trang 1 1. Điều kiện làm việc của hộp số Trang 2 2. Yêu cầu của hộp số Trang 2 3. Trình bày phương án và chọn phương án hộp số Trang 3 3.1 Chọn tính chất truyền mô men Trang 3 a) Kiểu hộp số vô cấp Trang 3 b) Hộp số có cấp Trang 4 3.2 Chọn phương pháp điều khiển Trang 4 a) Hộp số cơ khí Trang 4 b) Hộp số tự động Trang 5 c) Hộp số bán tự động 3.3 Chọn số cấp Trang 6 a) Hộp số thường. Trang 6 b) Hộp số nhiều cấp Trang 7 3.4 Chọn số trục chứa các cặp bánh răng truyền số Trang 7 a) Hộp số hai trục Trang 7 b) Hộp số ba trục Trang 8 3.5 Phương án chọn bánh răng Trang 9 a) Bánh răng với răng cụt: Trang 9 b) Bánh răng trụ răng nghiêng: Trang 9 c) Bánh răng trụ răng thẳng Trang 10 4. Thiết kế bố trí chung hộp số Trang 10 4.1 Xác định vị trí Trang 10 4.2 Tính toán sơ bộ hộp số Trang 11
2. LỜI NÓI ĐẦU Ô tô máy kéo là phượng tiện sản xuất và kinh doanh trong sinh hoạt, không thể thiếu được trong đời sống hiện nay. Cùng với sự tiến bộ chung của khoa học. Ngành ô tô cũng có những bước phát triển mới với những thành quả quan trọng. Những biến đổi mà đòi hỏi phải có những nhận thức mới sâu rộng, những vấn đề đó có liên quan đến công nghệ ô tô. 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. Có thể nói việc thực hiện xong đề tài này có thể giúp chúng em hiểu rõ hơn về ô tô nói chung và riêng hộp số nói riêng. Lần đầu tiên làm quen với việc tính toán thiết kế nên có rất nhièu 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 thầy Nguyễn Lê Duy Khải cùng các thầy cô khác trong bộ môn. Trang 1
3. 3. Trình bày phương án và chọn phương án Sơ đồ cây các phương án thiết kế hộp số 3.1 Chọn tính chất truyền mô men: Kiểu hộp số có cấp và kiểu hộp số vô cấp. a. Kiểu hộp số vô cấp (CVT: Continuously variable transmission) có mô men truyền qua hộp số biến đổi liên tục và do đó tỷ số truyền động học cũng biến đổi liên tục. Hộp số vô cấp trên ô tô chủ yếu là kiểu truyền bằng thủy lực hay còn gọi là biến mô. Kiểu hộp số vô cấp cho phép thay đổi liên tục trong một giới hạn nào đó giá trị tỷ số truyền và mômen xoắn đến các bánh xe chủ động tương ứng với yêu cầu của đường đặc tính kéo lý tưởng. Tùy theo các lực cản bên ngoài, mômen có thể thay đổi một cách tự động hoặc do cơ cấu điều chỉnh riêng tác dụng lên các số truyền. Hộp số vô cấp trên ôtô chủ yếu là kiểu truyền động bằng thủy lực (gọi là bộ biến mô hoặc bộ biến đổi mômen), thường được sử dụng trên một số kiểu ôtô tải nặng, ôtô kéo, ôtô du lịch cao cấp và ôtô buýt. + Ưu điểm: ôtô có truyền động vô cấp sẽ có tính năng thông qua tốt nhờ mômen xoắn truyền đến các bánh xe chủ động liên tục và êm dịu nên giảm được quá tải cho các chi tiết của hệ thống truyền lực, tăng được tuổi thọ của các chi tiết này; giúp người lái dễ dàng vận hành xe. Trang 3
4. + Ưu điểm: kết cấu đơn giản, làm việc tin cậy, giá thành thấp, dễ bão trì và sửa chữa + Nhược điểm: hiệu suất thấp, mất nhiều thời gian chuyển số, điều khiển nặng nhọc(thường phải dung cơ cấu trợ lực) , Ngoài ra dùng hộp số tay có nhược điểm là không tạo được cảm giác êm dịu mỗi khi chuyển số b. Hộp số tự động: Hình 2. Cấu tạo hộp số tự động AT hai cấp. 1. Biến tốc thủy lực; 2- Trục I; 3- Bơm dầu; 4- Li hợp nối thẳng; 5-Cơ cấu bánh răng hành tinh; 6- Trục II; 7- Cảm biến tốc độ; 8- Bộ phanh số lùi; 9- Cụm van điều khiển; 10-bầu lọc dầu. + Nguyên lý làm việc của hộp số tự động là khi cài số, mô-men dẫn động từ động cơ được truyền tới trục hộp số thông qua biến tốc thủy lực. Cảm biến tốc độ gắn trên trục ra của hộp số thông báo cho CPU về tốc độ hiện tại của xe, CPU sẽ điều khiển các van thủy lực để đóng mở các đĩa ma sát, để liên kết các trục bánh răng trong hộp số cho ra một số thích hợp nhất với tốc độ và tải trọng của xe. + Ưu điểm: Có thể tự động đổi số, mô-men được truyền liên tục, động lực không bị ngắt quãng. Thích nghi với mọi loại đường, điều khiển dễ dàng, an toàn thoải mái cho người sử dụng; tải trọng động nhỏ, tuổi thọ chi tiết cao. + Nhược điểm là kết cấu phức tạp, giá thành cao, và khó sửa chữa. Hộp số tự động được phân làm hai loại chính: Hộp số có cấp (AMT và AT), hiện nay loại AT được sử dụng rộng rãi; Hộp số tự động vô cấp CVT (truyền động bằng đây đai kim loại). Trang 5
5. Nhưng lúc đó số lần gài số phải tăng theo làm phức tạp điều khiển và kéo dài thời gian lấy đà. + Ưu điểm: số cấp của hộp số càng ít thì sẽ giảm số lần gài số, đơn giản cơ cấu điều khiển, vì thế nên phù hợp với ôtô du lịch, xe con, có phần lớn thời gian làm việc là số truyền thẳng; giảm số lượng đồng tốc, giảm được khối lượng của hộp số, góp phần giảm tự trọng của ôtô. + Nhược điểm: số cấp của hộp số nhỏ làm giảm tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu của xe; khả năng sử dụng công suất để tăng tốc và lấy đà chậm hơn hộp số nhiều số. b. Hộp số nhiều cấp (> 6 cấp): Kiểu hộp số nhiều cấp có số cấp hộp số lớn hơn 6. Đối với ôtô tải lớn và rất lớn hoạt động trong điều kiện nặng nhọc thì số cấp của hộp số có thể từ 8 đến 20 cấp. Với đặc điểm như vậy thì hộp số phải có thêm cơ cấu điều khiển phụ và khi đó kết cấu hộp số được chia làm hai phần: hộp số chính và hộp số phụ; trong đó số cấp của hộp số chính thường từ 4÷5 cấp, còn số cấp của hộp số phụ từ 2÷4 cấp. Dựa vào kết cấu của hộp số phụ ta có thể chia ra: hộp số nhiều cấp với hộp số phụ kiểu bánh răng thường, hộp số nhiều cấp với hộp số phụ kiểu hành tinh, hộp số nhiều cấp với hộp số phụ bố trí phía sau, hộp số nhiều cấp với hộp số phụ bố trí phía trước. + Ưu điểm: số cấp càng tăng lên thì tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu đều tăng, công suất sử dụng để lấy đà và tăng tốc cũng nhanh hơn; tăng khả năng tải cho ôtô, giúp ôtô tải lớn làm việc trong điều kiện nặng nhọc. + Nhược điểm: kết cấu phức tạp, hộp số cồng kềnh; cơ cấu điều khiển phức tạp. 3.4 Chọn số trục chứa các cặp bánh răng truyền số a. Hộp số hai trục (thường dùng cho HTTL cùng phía): Trục sơ cấp gắn các bánh răng chủ động và trục thứ cấp gắn các bánh răng bị động của các cấp số truyền tương ứng. Hộp số hai trục không thể tạo ra truyền thẳng như hộp số ba trục vì phải thông qua một cặp bánh răng ăn khớp(số răng bằng nhau) tất là hiệu suất của hộp số hai trục luôn bé hơn 1. + Nguyên lí làm việc: hộp số hại trục không có trục trung gian như hộp số ba trục do đó mômen từ trục sơ cấp của hộp số thông qua sự ăn khớp của các bánh răng gắn trên trục sơ cấp và thứ cấp để truyền mômen ra ngoài. Hộp số hai trục không thể tạo ra số truyền thẳng như hộp số ba Trang 7
6. + Ưu điểm: có khả năng tạo số truyền thẳng nên hiệu suất cao nhất; khi làm việc ở số truyền thẳng, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn cho phép nâng cao hiệu suất truyền của hộp số và do đó giảm tiêu hao nhiên liệu và tăng tuổi thọ chung cho hộp số; có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước khá nhỏ gọn, nhờ đó giảm được trọng lượng toàn bộ của ô tô. + Nhược điểm: trục thứ cấp phải bố trí gối lên trục sơ cấp thông qua ổ bi đặt bên trong phần rỗng của đầu ra trục sơ cấp, do bị khống chế bởi điều kiện kết cấu nên ổ bi này có thể không được chọn theo tiêu chuẩn tính toán ổ bi mà phải tính toán thiết kế riêng; ở các số truyền trung gian, sự truyền mômen được thực hiện qua hai cặp bánh răng ăn khớp nhau nên làm việc không êm, hiệu suất giảm. 3.5 Phương án chọn bánh răng a. Bánh răng với răng cụt: + Ưu điểm: tăng độ bền răng của răng trong trường hợp trình độ chế tại còn thấp. + Nhược điểm: giảm hệ số trung khớp. Hệ số trung khớp càng lớn thì bánh răng làm việc càng êm dịu. Hình 4. Bánh răng răng cụt b. Bánh răng trụ răng nghiêng: + Ưu điểm: làm giảm khá nhiều tiếng ồn khi hợp số làm việc. Ăn khớp cùng một lúc nhiều răng cho nên tăng độ cứng vững và độ bền mỏi của các bánh răng so với bánh răng trụ răng thẳng. + Nhược điểm: sinh lực dọc trục lên ổ bi và chế tạo phức tạp hơn bánh răng trụ răng thẳng. Trang 9
7. Hình 7. Bố trí chung hộp số Tính toán sơ bộ hộp số : Bánh răng Moduyn bánh răng ( trong ngành cơ khí nói chung) 푡 = = Với t - bước của răng D - đường kính vòng lăn z - số lượng răng của bánh Khi tính toán hộp số ôtô người ta thường chọn sơ bộ moduyn bánh răng và khoảng cách trục trước Chọn Moduyn: Đối với ôtô Moduyn pháp tuyến của bánh răng được chọn theo đồ thị: Hình 8. Đồ thị để chọn moduyn phát tuyến của bánh răng hộp số ôtô. Trang 11
8. Chọn sơ bộ số răng Za của bánh răng chủ động: Xác định số răng của của các bánh răng hộp số ba trục dựa trên cơ sở khoảng cách không đổi giữa các tâm của cặp bánh răng ăn khớp và tỷ số truyền, tỷ số truyền lúc này được tính: 푖ℎ = 푖 .푖 Với 푖 - tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp 푖 - tỷ số truyền cặp bánh răng được gài Khi có khoảng cách A và moduyn bánh răng m thì số răng bánh chủ động được tính: 푍 (1 + 푖 ) 2 표푠훽 = → 푖 = ― 1 2 표푠훽 푍 ′ ′ Số răng 푍 của bánh thụ động là 푍 = 푍 .푖 Chọn sơ bộ kích thước trục : Trục sơ cấp: 3 1 = 5,3 푒 Với d1 – đường kính trục sơ cấp Trục trung gian: 2 ≈ 0,45 2 = 0,16 ÷ 0,18 푙2 Với d2, l2 – đường kính và chiều dài trục chung gian (cm); A – khoảng cách các trục của hộp số (cm) Trục thứ cấp: 3 ≈ 0,45 3 = 0,18 ÷ 0,21 푙3 Với d3, l3 – đường kính và chiều dài trục thứ cấp (cm). 5. Thiết kế kỹ thuật hộp số 5.1 Xác định tỷ số truyền Tỷ số truyền được xác định bằng cách tính toán lực kéo Trang 13
9. của hộp số đã tính không đổi, nên tỷ số truyền bằng tích số giữa tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp ia và cặp bánh răng được gài ig. ih ia ig Khi đó tỷ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các tay số I, II, III, IV, V ih1 ih2 ih3 ih4 ih5 ig1 ;ig2 ;ig3 ;ig4 ;ig5 ia ia ia ia ia Từ đó, xác định được số răng của các bánh răng trên trục trung gian Z và trục thứ cấp Z’ lần lượt tổng quát là: 2Acos  Z ; Z ' Z i i m(1 i ) i i gi gi 5.2.3 Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số: Xác định mômen truyền từ động cơ ra các trục. Mômen đó được xác định theo công thức tổng quát: Mi Mdci Trong đó: Mdc là mômen của động cơ i là tỷ số truyền từ động cơ ra trục cần tính mômen  là hiệu suất truyền lực Theo đó, mômen truyền từ động cơ (trục sơ cấp) ra trục trung gian được tính như sau: M M i  tgi dc a Trong đó: M là mômen truyền tới trục trung gian ở bánh răng i tgi ia là tỷ số truyền từ trục sơ cấp qua trục trung gian Môment truyền từ động cơ ra trục thứ cấp được xác định: M M i  tti dc hi Trong đó: M là mômen truyền tới trục thứ cấp ở bánh răng i tti ihi là tỷ số truyền từ trục sơ cấp tới thứ cấp Như vây, ta đã xác định được mômen ở từng bánh răng cụ thể 5.2.4 Lực tác dụng lên các bánh răng: Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng bao gồm: + Lực vòng Ft M F i ti ri Trong đó: Fti là lực vòng tại bánh răng thứ i (N) Mi là mômen tại bánh răng i trên trục i (Nm) Trang 15
10. Trong đó: b là chiều rộng bánh răng m là modun bánh răng y là hệ số dạng răng tra bảng IV-2 (1) Z Ta chọn y theo Z : Z td td cos3  Với: Z là số răng thực tế của bánh răng  là góc nghiêng răng Nếu bánh răng có điều chỉnh, hệ số dạng răng tính theo công thức: 1  ydc y f0 Trong đó:  là hệ số tra bảng IV-2 (1) phụ thuộc Ztd  là hệ số điều chỉnh răng f0 là hệ số chiều cao đầu răng Lưu ý: Hệ số cho trong bảng IV-2 (1) ứng với bánh răng cắt bằng dao tiêu chuẩn. Nếu bánh răng có góc ăn khớp ban đầu không phải 20 0 và chiều cao răng không tiêu chuẩn thì hệ số y phải nhân thêm hệ số hiệu chỉnh a. a a ah Trong đó: ah là hệ số tính đến ảnh hưởng của chiều cao răng h khác với chiều 2.25m cao tiêu chuẩn: a h h a là hệ số tính đến ảnh hưởng của góc ăn khớp bánh răng khác so với góc tiêu chuẩn Sau khi tính toán độ bền uốn phải so với giới hạn bền theo tiêu chuẩn. Ở đây, đối với ô tô vận tải nằm trong giới hạn 100  250 MN/m2, ô tô du lịch vào khoảng 180  350 MN/m2 5.2.5.2Tính ứng suất tiếp xúc Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc (áp 2 suất) tại tâm ăn khớp. Ứng suất tiếp xúc  tx [MN/m ] được tính theo công thức sau: F .E 1 1 ri tx = 0,418. .( ). 1 2 b0 Trong đó: F là lực hướng tâm tác dụng lên mặt tiếp xúc giữa các răng ri Trang 17
11. Thường đối với ô tô người ta chỉ kiểm tra trục trung gian và trục thứ cấp. Trước tiên, xác định mômen quán tính + Đối với trục đặc: D4 J 64 + Đối với trục rỗng: (D4 d 4 ) J 64 Trong đó: D là đường kính ngoài của trục d là đường kính trong của trục Để xác định độ võng và góc xoay của trục, sử dụng công thức trong bảng IV- 4 Trang 19
12. Trong đó: M x là mômen xoắn (MNm) d là đường kính của trục tại tiết diện đang tính (m) Trong trường hợp trục làm việc đồng thời theo uốn và xoắn, ứng suất tổng hợp được tính theo công thức thứ ba của lý thuyết sức bền: Theo đó, mômen tại tiết diện nguy hiểm là: 2 2 M t.h M u M x (MNm) Do đó, ứng suất tại mặt cắt nguy hiểm là: M  t.h (MN/m2) t.h 0.1d 3 Trong đó: Mt.h là mômen tổng hợp tác dụng lên trục (MNm) 2 t.h là ứng suất tổng hơp mà trục phải chịu (MN/m ) d là đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (m) Nếu trên trục có then hoa thì lấy đường kính trung bình d d d n t t.b 2 Trong đó: dn là đường kính ngoài của trục then hoa (m) dt là đường kính trong của trục then hoa (m) Ứng suất tổng hợp cho phép là 50  70 MN/m2, nghĩa là đảm bảo hệ số an toàn từ 5 đến 10 lần theo giới hạn đàn hồi. Cần chú ý rằng kích thước của trục thường xác định chủ yếu theo độ cứng vững chứ không phải theo sức bền, do đó trục thường có hệ số an toàn lớn. Hệ số an toàn thấp dùng cho trục trung gian và trục thứ cấp, còn hệ số an toàn cao dùng cho trục sơ cấp. Trục càng dài hệ số an toàn phải lấy càng lớn. + Tính ứng suất dập d của then: Ft 2M dci  d  F 0.75zhldtb Trong đó: Ft là lực vòng tác dụng lên các then  F là tổng số bề mặt tiếp xúc của then với moayơ bánh răng Mdc là momne quay của động cơ dtb là đường kính trung bình của trục then hoa i là tỷ số truyền từ động cơ đến trục đang tính z là số lượng then h là chiều cao của then l là chiều dài tiếp xúc của then với moayơ bánh răng 0.75à hệ số tính đến sự phân bố tải trọng không đều lên then Trang 21
13. Trong đó: Qqd là lực hướng tâm quy dẫn tác dụng lên ổ lăn, gồm lực hướng tâm và lực dọc trục quy dẫn về lực hướng tâm (N). R là lực hướn tâm tác dụng lên ổ lăn (N) m là hệ số chuyển lực dọc trục thành lực hướng kính, thường dùng m=1.5 A là lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn (N) K1là hệ số tính đến vòng nào của ổ lăn sẽ quay, nếu vòng trong quay thì K1=1, vòng ngoài quay thì K1=1.1 K2là hệ số tính đến tính chất tải trọng, K2=1 K3là hệ số tính đến chế độ nhiệt làm việc của ổ lăn, K3=1 n là số vòng quay của vòng ổ lăn (vg/ph) h là thời gian kamf việc yêu cầu đối với ổ lăn (h) S1 , S2 là lực chiều trục sinh ra bởi tác dụng của các lực hướng kính (N) Với S1 1.3R1 tan1; S2 1.3R2 tan2 Trong đó: R1, R2 là các lực hướng kính tác dụng lên ổ lăn thứ 1 và 2 1, 2 là góc tác dụng của lực tổng hợp R01 và R02 lên ổ lăn + Tải trọng thay đổi: 0.3 C Qtd K1K2K3(ntth) Trong đó: ntt là số vòng quay tính toán ở số truyền làm việc với thời gian nhiều nhất h là thời gian làm việc yêu cầu của ổ lăn (h) Qtd là lực tương đương tác dụng lên ổ lăn (N) 3.33 3.33 3.33 3.33 3.33 3.33 Qtd 1 1Q1  2 2Q2  3 3Q3  4 4Q4  5 5Q5 Trong đó: 1 ,2 ,3 ,4 ,5 là hệ số tính đến số vòng quay, bằng tỷ số của số vòng quay ổ lăn n1, n2, n3, n4, n5 ở các tay số truyền I, II, III, IV, V trên số n vòng quay tính toán và được tính theo công thức tổng quát sau:  i i n tti 1 ,  2 ,3 , 4 ,5 là tỷ lệ thời gian làm việc ở các số truyền, tỷ lệ này bằng số thời gian làm việc ở từng số truyền I, II, III, IV, V chia cho tổng số thời gian làm việc của ô tô. Trang 23
14. Mômen quán tính ly hợp được xác định theo công thức sau: .b. J = .(D4 d4 ) lh g.32 2 sc Trong đó: b là bề dày đĩa ly hợp là khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng (Kg/m3) g là gia tốc trọng trường (m/s2) D2 là đường kính đĩa ly hợp giới hạn bởi bánh đà dsc là đường kính trục sơ cấp Mômen quán tính trục sơ cấp được xác định: 4 .lsc. .dsc Jsc = 32.g Trong đó: lsc là chiều dài trục sơ cấp Xác định mômen quán tính trục trung gian Jtg = Jtg1 + Jtg2 Trong đó: Jtg1: mô men quán tính của trục trung gian Mô men quán tính trục trung gian tính như sau: 4 .l2 . .d tg Jtg1 = 32.g Với: l2là chiều dài trục trung gian trong hộp số dtg là đường kính trục trung gian Jtg2: mô men quán tính của bánh răng trên trục trung gian Được xác định bằng công thức: .b . J = i (d 4 - d 4) tg2 32.g ai tgi Trong đó: bi là bề dày của bánh răng i trên trục trung gian dai là đường kính vòng lăn của bánh răng i trên trục trung gian dtgi là đường kính trục tại bánh răng i trên trục trung gian Xác định mômen quán tính của bánh răng i đặt trên trục thứ cấp khi gài số: .b . J = i .[(d 4 - d’ 4) h2 32.g i i Trong đó: bi là bề dày của bánh răng gài số trên trục thứ cấp di là đường kính vòng lăn của bánh răng gài số trên trục thứ cấp di’là đường kính trục tại bánh răng gài số tương ứng Xác định mômen quán tính của bánh răng số lùi: Trang 25
15. 2 Jbidk e 1 1 tc 2 ( ) M ms Jbidk c ihi 1 ihi 2 Ở đây:  c là gia tốc góc của trục mà trên đó đặt đồng tốc (rad/s ), được xác định theo công thức: g ibx C  rbxbx Trong đó: g là gia tốc trọng trường m/s2;  là hệ số cản tổng cộng của đường,  = 0,02 đối với tay số cao nhất và  = 0,05 đối với các tay số còn lại ibx,bx: tỷ số truyền và hiệu suất dẫn động, từ phần đồng tốc nối với khối lượng của ô tô trục thứ cấp) đến bánh xe chủ động; : hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay trong hệ thống truyền lực, có thể xác định theo công thức: 2  = 1 + (1 + 2.ihk ), với 1 2 = 0,03  0,05 5.5.3 Xác định góc vát bề mặt hãm () của bộ phận khóa: Để đảm bảo yêu cầu không cho gài số khi chưa đồng tốc, góc vát γ của bề mặt hãm, phải thỏa mãn điều kiện: K S (*) Ở đây: K là lực do mô men ma sát tạo ra, có tác dụng ép chặt các bề mặt khóa, chống lại sự gài số S: lưc xuất hiện trên mặt vát, khi người lái tác dụng lên đồng tốc lực chiều trục Q1, có tác dụng tách các bề mặt hãm để thực hiện gài số. Theo điều kiện cân bằng lực ta có: M Q r K ms 1 ms Rk rk sin S = Q1.tanγ Thế các công thức trên vào biểu thức (*) nhận được: rms tan k rk sin Ở đây: rk bán kính trung bình của bề mặt hãm, được xác định theo điều kiện kết cấu:  k =  là hệ số ma sát 6. Thiết kế công nghệ hộp số • Là quá trình đưa ra các công đoạn sản xuất đi kèm với đó là các máy móc, dụng cụ, trang thiết bị và trình độ nhân lực sản xuất. Trang 27
16. • Một số hư hỏng trong quá trình làm việc của hộp số: Trong quá trình làm việc, hộp số sẽ biểu hiện những hư hỏng. Những hư hỏng này có thể do: kết cấu, công nghệ, chế độ vận hành, do chi tiết đã được sử dụng trong một thời gian dài. Một số hư hỏng: Gài số khó: Do cần gạt bị mòn, bộ đồng tốc bị dính trên trục, ly hợp không mở hoặc do bánh răng quá mòn. Cách khắc phục: Kiểm tra mức độ hư hỏng các chi tiết liên quan và thay thế. Hộp số gài hai số cùng một lúc hay tự nhả số: Do cơ cấu định vị bị hư hỏng, do lò xo hư hỏng, bi định vị bị mòn. Cách khắc phục: Thay thế lò xo, bi định vị, đảm bảo chế độ bôi trơn. Hộp số làm việc có tiếng ồn: Do ổ bị quá mòn, bánh răng bị mòn không đảm bảo điều kiện ăn khớp, bộ đồng tốc lắp lỏng trên trục, dầu bôi trơn không đảm bảo. Cách khắc phục: Xác định mức độ hư hỏng và thay thế. • Thiết kế công nghệ là một bước phản hồi cho thiết kế kỹ thuật. 7. Thiết kế kinh tế hộp số Liệt kê, đưa ra tất cả các hạng mục chi phí cho quá trình hình thành sản phẩm. Bao gồm: • Chi phí dự án • Chi phí thiết kế • Chi phí sản xuất: xây dựng nhà xưởng, điện, nước, khấu hao máy móc, nhân công lao động, nguyên – vật liệu • Chi phí phân phối, quảng cáo, tiếp thị • Chi phí bộ máy điều hành hành chính Trang 29