LỜI NÓI ĐẦU

     Trong sự nghiệp xây dựng và bảo vệ tổ quốc, vấn đề phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội việc vận chuyển hàng hóa bằng ôtô có vai trò rất quan trọng

     Ngày nay do nhu cầu vận chuyển hàng hóa và nhu cầu đi lai ngày càng tăng, sự đô thi hóa và kinh tế thị trường thì vận tải ôtô là ưu việt hơn tất cả. Từ thực tế đó, tất yếu dẫn đến nhu cầu lớn về xe vận tải, trong khi đó nghành công nghiệp ôtô nước ta chưa được phát triển cho cao, do chúng ta chưa tự sản xuất được ôtô thì có hai hướng đáp ứng nhu cầu này đó là: Nhập ôtô từ nước ngoài.

     Tự thiết kế theo mẫu của nước ngoài, hoặc cải tiến trên cơ sỡ những xe đã có sẵn, do khả năng thiết kế và chế tạo theo mẫu của nước ngoài vẫn còn bị hạn chế và chưa đáp ứng được nhu cầu tiêu dùng, cho nên phần lớn những xe ôtô vận tải đang dùng chủ yếu là nhập ngoại. Bởi vậy việc khai thác và sử dụng xe như thế nào để tăng tuổi thọ của xe và tăng hiệu quả kinh tế cũng là một hướng giải quyết. Để đảm bảo khai thác sao cho có lợi nhất về kinh tế, phải đảm bảo tình trạng kỹ thuật của xe tốt, có độ tin cậy cao, sử dụng đúng kỹ thuật. Do vậy yêu cầu đối với người sử dụng là phải hiểu biết về kết cấu, tính năng kỹ thuật, đặc điểm sử dụng xe, và cả về chăm sóc bảo quản, bảo dưỡng, sửa chữa xe tốt.

     Với mục đích đó, tôi được giao làm đồ án môn học với đề tài là: “Thiết kế hộp số xe tải hạng nặng trên cơ sở xe Maz-500A”. Để thực hiện nhiệm vụ trên đồ án hoàn thành với các nội dung sau :

  Phần I: Cấu tạo chung và đặc tính kỹ thuật của xe MAZ-500A

  Phần II: Phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số

  Phần III: Tính toán thiết kế hộp số                                                                                                                     

PHẦN I

CẤU TẠO CHUNG VÀ ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT XE MAZ-500A

1.1. Giới thiệu chung về xe Maz - 500A .

MAZ-500A có công thức bánh xe: 4x2, có một cầu chủ động truyền lực chính phân chia, bố trí giảm tốc bánh xe kiểu hành tinh. Buồng lái của ôtô MAZ - 500A cũng như họ MAZ - 500 là loại lật ra đằng trước được, đặt ở phía trên động cơ và có hai chỗ ngồi.

 Xe Maz-500A lắp động cơ Điezen 4 kỳ, M3-236 xi lanh đặt hình chữ V.

 Động cơ M3-266 có hiệu quả kinh tế cao, chịu mài mòn và đặc tính khởi động tốt. Trên ô tô MAZ-500A được lắp ly hợp hai đĩa bị động và hộp số có tỷ số truyền hợp lý nó đảm bảo hơn cho ô tô chuyển động ở tốc độ cao và trung bình, đó là nhân tố quan trọng để nâng cao năng suất vận chuyển.

1.2. Đặc tính kỹ thuật xe ô tô MAZ- 500A.

PHẦN II

PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU CỦA HỘP SỐ

2.1. Hộp số ba trục dọc so với hộp số loại có trục cố định và hộp số hai trục có những ưu, nhược điểm như sau.

2.1.1. Ưu điểm:

- Khi cùng kích thước ngoài, thì hộp số ba trục dọc cho ta tỷ số truyền lớn hơn vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thực hiện việc truyền mômen. Đặc điểm này rất quan trọng, vì hiện nay động cơ cao tốc được sử dụng nhiều trên ôtô. Nếu cần đảm bảo một giá trị tỷ số truyền như nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thước bé, trọng lượng nhỏ hơn làm giảm trọng lượng toàn bộ của ôtô.

- Hộp số có số truyền thẳng với số truyền với số truyền bằng 1 khi gài trực tiếp trục thứ cấp vào trục sơ cấp. Hiệu suất truyền lực cao nhất (coi băng1) vì truuyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào . Trong khi đó thời gian sử dụng số truyền thẳng chiếm tỷ lệ cao (50%¸80%) thời gian làm việc cảu ôtô nên nâng cao được tính kinh tế.

2.1.2. Nhược điểm:

  - Trừ số truyền thẳng, các số truyền tiến khác, mô men đều được truyền qua hai cặp bánh răng (số lùi qua 3 cặp bánh răng) nên hiệu suất truyền giảm.

  - Kích thước ổ phía trước (theo chiều chuyển động của xe) của trục thứ cấp hộp số bị hạn chế và ổ này đặt vào hốc sau trục sơ cấp. Vì vậy khi làm việc ổ thường xuyên chịu quá tải. Để không quá tải, có thể làm kích thước bánh răng thường tiếp chế tạo liền trục sơ cấp lớn và như vậy tăng được kích thước ổ. Nhưng nếu bánh răng thường tiếp lớn thì thì tỷ số truyền của cặp bánh răng thường này nhỏ. Do vậy kích thước bánh răng thường tiếp trên trục sơ cấp không tăng được. Thông thường ổ trước của trục thứ cấp thường dùng ổ đũa (thanh lăn trụ). Do ổ đũa không chịu lực chiều trục nên người ta đã chú ý chọn chiều nghiêng răng của các bánh răng để lực chiều trục triệt tiêu không tác dụng lên ổ.

2.2. Hộp số ba trục dọc 3 cấp.

   Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí có ba cấp được thực hiện theo nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài. Ở các số truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục sơ cấp và thứ cấp có cùng chiều quay. Ở số lùi phải qua 3 cặp bánh răng ăn khớp nên trục thứ cấp và trục sơ cấp quay ngược chiều nhau. Ở số truyền thẳng (số truyền III) do gài trựctiếp trục sơ cấp vào trục thứ cấp nên chúng quay thành một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.

2.4. Hộp số cơ khí ba trục dọc có 5 cấp.

   Điểm cấu tạo và nguyên lý làm việc của hộp số 5 cấp tương tự như hộp số 3,4 cấp nhưng có một số diểm khác là:

- Để thực hiện việc chuyển số,sử dụng hai đồng tốc: Đồng tốc 4 để gài số truyền IV,V; đồng tốc 11 để gài số truyền II,III. Số truyền V là số truyền thẳng.

- Cặp bánh răng Z5,Z’5; Z4; Z3; Z’3; Z2; Z’2 đều là cặp bánh răng trụ răng nghiêng thường xuyên ăn khớp . Gài số truyền I và số lùi nhờ bánh răng trụ răng thẳng Z1 di trượt dọc trục thứ cấp 7.

- Khối bánh răng số lùi thường xuyên quay khi hộp số làm việc nhờ bánh răng số lùi ZL lắp cố định trên trục trung gian và ăn khớp với bánh răng Z’’L.

  Dựa vào phân tích ưu nhược điểm kết cấu và ưu nhược điểm của từng loại hộp số trên ta chọn phương án thiết kế  hộp số cho  xe Maz-500A là hộp số cơ khí 3 trục dọc có 5 cấp.

PHẦN III

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ

3.1. Chọn tỷ số truyền của hộp số.

  R_bx- Bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, tính theo m.

  M_emax- Mô men quay cực đại của động cơ, tính theo N.m

  i₀- Tỷ số của truyền lực chính được tính theo công thức

3.2.Xác định các thông số cơ bản của hộp số.

3.2.1. Xác định tỷ số truyền của hộp số:

a. Khoảng động học và khoảng lực học của ôtô:

- Khoảng động học của ôtô

- Khoảng động lực học của ôtô

 G- Trọng lượng toàn bộ của ôtô (Kg) G=10185

 G_j- Trọng lượng bám của ôtô (Kg) G_j=10185 vì xe có cả ba cầu đều chủ động.

j- Hệ số bám, j =0,7-0,8. Đối với xe Maz-500A chọn j=0,72

3.2.2. Xác định tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyền lực:

  Theo số liệu đầu bài ta có tỷ số truyền của truyền lực chính: i₀=7,339

3.2.3. Xác định tỷ số truyền của các tay số trong hộp số:

 Tay số I :  i_hs1=5.26

 Tay số II: i_hs2=2.90

 Tay số III: i_hs3=1.52

 Tay số IV: i_hs4= 1.00

 Tay số V:  i_hs5=0.66

 Tay số lùi:  i_hsl=5.48

3.2.4. Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số:

 M_emax- Mô men xoắn lớn nhất cảu động cơ  M_emax=410 [Nm]

 K- Hệ số kinh nghiệm. Đối với ôtô tải chọn K=18,7 do đó

 A=125 [mm]

3.2.5. Xác định các thông số cơ bản của bánh răng:

a. Mô đun pháp tuyến của bánh răng:

  Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : m_n= 3 [mm]

  Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: m_n= 2 [mm]

b. Xác định số răng của bánh răng trong hộp số:

  Số răng Z5 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp được chọn theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z5=15

- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng luôn ăn khớp

Số răng Z’5 của bánh răng bị động cặp bánh răng luôn ăn khớp được xác định: Z’5=Z5xi₅=15x4,8»72

 Với  Z1, Z2, Z3, Z4, Z5: Số răng của các bánh răng chủ động tương ứng với các số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục trung gian của hộp số.

- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng (Số răng của bánh răng bị động tương ứng với số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số).

    Z1=i₁xZ’1=1,55x36=56

    Z2=i₂xZ’2=0,85x49=42

    Z3=i₃xZ’3=0,477x60=29

    Z4=i₄xZ’4=0,31x67=21

    Z5=i₅xZ’5=0,21x72=16

- Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i₁,i₂,i₃,i₄,i₅

- Xác định tỷ số truyền trong hộp số i_hs1, i_hs2 i_hs3 i_hs4 i_hs5.

Là bánh răng trụ răng nghiêng số răng:

 Z5=16; Z’5=16x4,5=72

 Góc nghiêng của cặp bánh răng b₅=9,75

 Hệ số dịch chỉnh x=0.

 Hệ số chiều cao đỉnh răng: h^*=1

 Hệ số chiều cao chân răng: h_f=1,25

 Đường kính đỉnh răng: d_a1=d₁+2.m=54,7 [mm]

 Đường kính đáy răng: d_f1=d₁-2,5.m=41,7 [mm]

 Chiều rộng vành răng : b₁=y_baxA=0,19x139=26,41 [mm]

Trong đó hệ số y_ba phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng, số truyền và tải trọng. Theo bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tạp I/T97 ta chọn y_ba=0,19

 Đường kính đỉnh răng: d_a2=d₂+2.m=157,1 [mm]

 Đường kính đáy răng: d_f2=d₂-2,5.m=143,6 [mm]

 Chiều rộng vành răng : b₁=y_baxA=0,18x139=25,02 [mm]

* Cặp bánh răng số 3:

 Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh răng trụ răng nghiêng có Z3=29; Z’3=60

 Góc nghiêng răng : b₃=16,6⁰

 Hệ số dịch chỉnh: x=0

 Hệ số chiều cao đỉnh răng : h^*=1

 Hệ  số chiều cao chân răng : h_f=1,25

+ Với bánh răng chủ động:

  Đường kính đáy răng: d_f3=d₃-2,5.m=83,28 [mm]

  Chiều rộng vành răng : b₁=y_baxA=0,19x139=26,41 [mm]

  Chiều rộng vành răng: b₁=y_baxA=0,22x139=30,58 [mm]

+ Với bánh răng bị động

Chiều rộng vành răng: b₁=y_baxA=0,22x139=30,58 [mm]

* Cặp bánh răng số 1:

Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là 3 là cặp bánh răng trụ răng thẳng có số răng là:  Z1=56; Z’1=36

 Hệ số dịch chỉnh: x=0

 Hệ số chiều cao đỉnh răng : h_*=1

 Hệ số chiều cao chân răng: h_f^*=1,25

+ Với bánh chủ động:

 Mô men tính toán được chọn giá trị nhỏ nhất trong hai gia trị. Do đó ta chọn M_n=410 Nm

 a. Tính cặp bánh răng số 2:

 Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian

 M_đc=M_emax.i_a=410.4,8=1968 Nm

 *Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

 Y_F1,Y_F2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1 ta được : Y_F1=3,7; Y_F2=3,7

 K_F hệ số tải trọng khi tính về uốn . K_F= K_Fb. K_Fa K_FV

 K_Fb là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng , theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có : K_Fb=1,05;

 K_Fa là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K_Fa=1,22

 K_FV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

 [s_F1], [s_F2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.

Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có  K_FV=0,86

 Þ K_F=1,05.1,22.0,86=1,1

 Þs_F1=743,53 [MPa]

b. Tính cho cặp bánh răng số 3:

 Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian

 M_đc=M_emax.i_a=410.4,8=1968 Nm

 Chọn mô men tính toán M_tt=1968 Nm

*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

 N_FE  : Là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương lấy N_FE=N_FO=4.10⁶ lúc này ta có K_FL=1

 K_Fc hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ; K_FC=1

 Þ[s_F1]=920/1,75=525,71 N/mm²

 Þ[s_F2]=900/1,75=514,29 N/mm²

 Ta thấy s_F1<[s_F1]; s_F2<[s_F2]  nên cặp bánh răng thường tiếp đảm bảo bền .

c. Tính cho cặp bánh răng số 4:

 Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian

 M_đc=M_emax.i_a=410.4,8=1968 Nm

 Chọn mô men tính toán M_tt=1968 Nm

*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

K_Fa là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K_Fa=1,22

K_FV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

[s_F1], [s_F2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.

Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có  K_FV=0,86

Þ K_F=1,05.1,22.0,86=1,1

Y_F1,Y_F2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1 ta được : Y_F1=3,62; Y_F2=3,7

K_F hệ số tải trọng khi tính về uốn . K_F= K_Fb. K_Fa K_FV

K_Fb là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có :

K_Fb=1,05;

K_Fa là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K_Fa=1,22

K_FV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

[s_F1], [s_F2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.

Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có  K_FV=0,86

Þ K_F=1,05.1,22.0,86=1,1

Ta thấy s_F1<[s_F1]; s_F2<[s_F2]  nên cặp bánh răng thường tiếp đảm bảo bền.

e. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Z_M là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

K_Ha hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K_Ha=1,05

Với trục thứ cấp: d₃=0,45.A=62,66 [mm]

chọn d₃=0,18l_tc

*Khoảng cách giữa các ổ đỡ và bánh răng trên trục :

Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục sơ cấp : l_sc=169 mm

Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục trung gian : l_tg=363 mm

Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục thứ cấp : l_tc=352 mm

3.4.2. Trục trung gian:

Mô men xoắn của trục khi ở số truyền I:

- Mô men xoắn của trục :

M_tg1=M_emax.i_a=410.4,8=1968 [Nm]

- Các lực từ bánh răng số 1 tác động lên trục:

* Lực vòng :

F_t1=23,43.10³ N

* Lực hướng kính :

F_r1=F_t.tga_w=8,53.10³ N

* Lực chiều trục

M_uY=0,46.10⁵ Nmm

Mô men uốn, xoắn tại tiết diện lắp bánh răng thường tiếp theo phương X,Y

M_uX=3,75.10⁵ Nmm

M_uY=1,51.10⁵ Nmm

Xác định ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm:

3.4.3. Chọn ổ lăn và đồng tốc cho hộp số:

  Trục hộp số là việc trong điều kiện khắc nghiệt, chịu lực hướng kính nên ta chọn ổ phải đảm bảo chịu lực dọc trục

3.4.3.1. Chọn ổ cho trục thứ cấp:

* Chọn ổ đầu trục

  Đầu trực thứ cấp nằm trong hốc của cặp bánh răng thường tiếp trên trục sơ cấp chịu lực hướng kính. Ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ, không cho phép trục bị lệch, khả năng chịu tải lớn, dễ lắp ghép, ta chọn kiểu ổ 12200 vì ổ nằm trong hốc bánh răng thường tiếp trên trục sơ cấp nên ta chọn ổ có đường kính ngoài bằng đường kính trong của trục sơ cấp. Theo bảng P2.8TTTK dẫn động cơ khí ta có thông số kích thước của các ổ như sau:

3.4.4.3. Chọn ổ cho trục sơ cấp :

  Chọn ổ cho trục sơ cấp theo yêu cầu làm việc cần phải đảm bảo điều kiện công nghệ lắp ráp nên ta chọn ổ cho trục sơ cấp là ổ bi đỡ chặn có đường kính lớn hơn đường kính đỉnh răng của bánh răng trên trục sơ cấp

KẾT LUẬN

    Kết cấu của hộp số xe ôtô phụ thuộc nhiều vào đặc điểm kỹ thuật của ôtô, vào sự tiến bộ của khoa học kỹ thuật trong vấn đề bảo vệ môi trường và tính kinh tế trong khai thác sử dụng ôtô. Sự hiểu biết sâu rộng về chúng không những giúp ta khai thác tốt mà còn tạo định hướng nghiên cứu sâu hơn trong thiết kế chế tạo. Đó thật sự là vấn đề cấp thiết đặt ra cho các cán bộ kỹ thuật ngành ôtô.

     Sau một thời gian nghiên cứu và thực hiện nhiệm vụ được giao, nhờ sự chỉ đạo của thầy hướng dẫn và các bạn, với sự nỗ lực của bản thân, tôi đã thiết kế được hộp số cho xe tải Maz-500A đáp ứng các yêu cầu đặt ra và đã thực hiện được các nội dung

 1. Tìm hiểu tổng quan về hộp số

 2. Phân tích đặc điểm kết cấu của một số loại hộp số điển hình để đưa ra hộp số cần thiết kế

 3. Thực hiện các tính toán thiết kế hộp số cơ khí đơn giản.

    Kết quả tính toán cho thấy hộp số thiết kế ra phù hợp với yêu cầu đối với xe tải. Do trong thời gian có hạn và khả năng của bản thân nên trong quá trình tính toán không tránh được sai sót mong được sự đóng góp ý kiến phê bình của các thầy giáo. Tôi xin chân thành cảm ơn thầy giáo:…………….. đã giúp đỡ nhiệt tình trong quá trình làm đồ án.

     Em xin chân thành cảm ơn!.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

2. Trần Hữu Quế, Vẽ kỹ thuật cơ khí tập 1+2,NXBGD -1998.

3. Đỗ Quyết Thắng. Chi tiết máy tập 1+2, NXB ĐH và THCN -1989.

4. Bộ môn xe quân sự - Khoa động lực, Lý thuyết ôtô quân sự-NXBQĐND - 2002.

5. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy tập 1+2, NXB ĐH và THCN -1989.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"