tính toán thiết kế hộp số xe tải hạng

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 u, nhợc điểm nh sau: * Ưu điểm - Khi cùng kích thớc n

Trang 1

lời nói đầu Trong giai đoạn nay, cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật đang phát triển

nh vũ bão và thu đợc rất nhiều thành tựu tác dụng to lớn vào nền kinh tế vàquốc phòng

Đất nớc ta đang trong thời kỳ CNH-HĐH, điều này đòi hỏi cần có mộtnền khoa học kỹ thuật phát triển Trong bối cảnh đó, ngành xe máy quân độicủa nớc ta đang không ngừng nâng cao chất lợng nghiên cứu khoa học, nângcao trình độ chuyên môn đối lợng đội ngũ làm công tác thiết kế, quản ly,khai thác, sử dụng xe máy trong quân đội

Chính điều đó mới đáp ứng đợc yêu cầu ngày càng cao với sự nghiệpphát triển đất nớc nói chung và từng bớc hiện đại hoá quân đội, nâng cao sứcchiến đấu, sẵn sàng nhận và hoàn thành mọi nhiệm vụ

Tuy nhiên, trong điều kiện thực tế rất khó khăn của đất nớc Việt Namhiện nay, việc khai thác, sử dụng các trang thiết bị hiện có trong quân độimột cách khoa học là một yêu cầu rất cấp bách, thiết yếu, nhất là các phơngtiện xe máy, các trang thiết bị trong quân đội đều là những trang thiết bịchuyên dụng, rất đắt tiền, ít có khả năng mua mới Mặt khác xe máy trongquân đội đa phần là các loại xe sản xuất tại Liên Xô cũ

Do đó để có thể khai thác, sử dụng tốt trang bị xe máy trong quân đội ở

điều kiện địa hình Việt Nam đòi hỏi mỗi cán bộ kĩ thuật ngành xe phải nắmchắc đặc tính kết cấu các loại xe để biết cach khai thác, bảo dỡng, sửa chữa,phục hồi chi tiết, hệ thống trên xe

Đồ án “ Tính toán thiết kế hộp số xe tải hạng trung ” cũng không nằmngoài mục đích trang bị cho cán bộ ngành xe có thêm hiểu biết về hệ thốngtruyền lực nói chung và từng chi tiết trong hệ thống, nhất là có thể sửa chữa,phục hồi các chi tiết trong hộp số Để từ đó có cơ sở khai thác, bảo dỡng xe

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 chiến thuật xezil-131

1.1- Cấu tạo chung

Trang 2

Xe ЗИЛ -131 là ôtô vận tải quân sự có công thức bánh xe 6 x 6, dùng

để chuyên chở hàng hoá, trang thiết bị quân sự, và bộ đội Ngoài ra có thểdùng làm xe cơ sở cho các mẫu xe đặc chủng: các xe công trình xa, các xechuyên dùng khác

Xe ЗИЛ -131 là loại xe 3 cầu, với tất cả các cầu là chủ động, tải trọng3,5 tấn, do nhà máy Li-kha-trốp chế tạo thay thế cho các loại xe ЗИЛ-157,ЗИЛ-157K Xe ЗИЛ-131 so vK Xe ЗИЛ-131 so với xe ЗИЛ-157 có chất lợng kéo tốthơn, động lực và tính năng thông qua cao hơn Dạng cải tiến của nó có thểlắp các thiết bị chuyên dùng hoặc thùng kín

Xe ЗИЛ -131 có động cơ bố trí phía trớc ngoài buồng lái, nhng kích

th-ớc bao vẫn tơng đối nhỏ, thuận tiên cho lắp bánh xe dự trữ và các trang thiết

bị phụ khác

Xe ЗИЛ-131 có dự trữ hành trình lớn.Việc ứng dụng các thiết bị thuỷlực, khí nén trong các thiết bị điều khiển đã giảm nhẹ cờng độ làm việc củangời lái Hệ thống treo với bộ nhíp hoàn thiện, giảm chấn ống thuỷ lực, lốp

áp suất thấp(điều chỉnh đợc) đã làm tăng độ êm dịu chuyển động và khảnăng thông qua của xe trên các loại địa hình

Bảng thông số tính năng chiến kỹ thuật của xe Zil-131

TT Thông số kỹ thuật cơ bản đơn vị Gớa trị

1 Kớch thước bao

Trang 3

Chiều dài toàn bộ mm 7040

14 Tiêu hao nhiên liệu ở vận tốc V=40Km/h l/100Km 40

Trang 4

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 u, nhợc điểm nh sau:

* Ưu điểm

- Khi cùng kích thớc ngoài, thì hộp số ba trục dọc cho ta tỷ số truyền lớnhơn vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thựchiện việc truyền mômen Đặc điểm này rất quan trọng, vì hiện nay động cơcao tốc đợc sử dụng nhiều trên ôtô Nếu cần đảm bảo một giá trị tỷ số truyền

nh nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thớc bé, trọng lợng nhỏ hơn làmgiảm trọng lợng toàn bộ của ôtô

- Hộp số có số truyền thẳng với số truyền với số truyền bằng 1 khi gài trựctiếp trục thứ cấp vào trục sơ cấp Hiệu suất truyền lực cao nhất (coi băng1) vìtruuyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào Trong khi đó thời gian sửdụng số truyền thẳng chiếm tỷ lệ cao (50%80%) thời gian làm việc cảu ôtônên nâng cao đợc tính kinh tế

* Nhợc điểm

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

- Kích thớc ổ phía trớc (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 ờng xuyên chịu quá tải Để không quá tải, có thể làm kích thớc bánh răng th-ờng tiếp chế tạo liền trục sơ cấp lớn và nh vậy tăng đợc kích thớc ổ Nhngnếu bánh răng thờng tiếp lớn thì thì tỷ số truyền của cặp bánh răng thờng nàynhỏ Do vậy kích thớc bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp không tăng đợc.Thông thờng ổ trớc của trục thứ cấp thờng dùng ổ đũa (thanh lăn trụ) Do ổ

Trang 5

th-đũa không chịu lực chiều trục nên ngời ta đã chú ý chọn chiều nghiêng răngcủa các bánh răng để lực chiều trục triệt tiêu không tác dụng lên ổ.

2.2 Hộp số ba trục dọc 3 cấp

* Nguyên lý làm việc

Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí có ba cấp đợc thực hiện theonguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài ở các sốtruyền 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 khớpnên trục thứ cấp và trục sơ cấp quay ngợc chiều nhau ở số truyền thẳng (sốtruyền III) do gài trựctiếp trục sơ cấp vào trục thứ cấp nên chúng quay thànhmột khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải

Nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di trợt

đồng tốc hoặc bánh răng ăn khớp với nhau để đợc tỷ số truyền tơng ứng vớitừng tay số

Tay số Vị trí gài số Dòng lực truyền trong hộp số0

1-Z3-Z’3-8-ZL-Zo-Z1-7

Hộp số cơ khí ba trục dọc thờng dùng ở các xe du lịch có dữ trữ công suất lớn và vừa Vì xe du lich yêu cầu điều khiển phải đơn giản, thời gian tăng tốcngắn Nếu tăng số cấp của hộp số thì công suất động cơ đợc sử dụng tốt hơn nhng thời gian chuyển số tăng lên, làm phức tạp điều khiển xe mà xe du lịch thờng có công suất riênglớn nên đa số thời gian làm việc ở số truyền thẳng

2.3 Hộp số bốn cấp

* Nguyên lý làm việc tơng tự nh hộp số cơ khí 3 trục dọc với 3 cấp

Loại hộp số bốn cấp thờng dùng ở ôtô du lich có dữ trữ công suất nhỏ; ôtôvận tải hạng nhẹ và hạng vừa nhằm sử dụng tốt công suất của công suất độngcơ Hộp số này lắp trên các xe quân sự và xe bọc thép bành hơi nh:

GAZ-66, GAZ-53, UAZ-469, BRĐM, BTR-60PB…

2.4 Hộp số cơ khí ba trục dọc có 5 cấp

* Sơ đồ động học

Trang 6

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

- Khối bánh răng số lùi thờng 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 u nhợc điểm kết cấu và u nhợc điểm của từng loại hộp số trên ta chọn phơng án thiết kế hộp số cho xe Zil-131 là hộp số cơ khí 3 trục dọc có 5 cấp

Phần III: tính toán thiết kế hộp số zil 131 –

3.1 Chọn tỷ số truyền của hộp số.

Tỷ số truyền ở số I đợc xác định theo công thức sau:

Ihs1=

tl e

bx i M

r G





.

0 max max

Trong đó :

max- là hệ số cản chuyển động lớn nhất

G- Trọng lợng toàn bộ của ôtô, tính theo N

Rbx- bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, tính theo m

Memax- mô men quay cực đại của động cơ, tính theo N.m

i0- tỷ số của truyền lực chính đợc tính theo công thức

Trang 7

Đối với hộp số 5 cấp với số V là số truyền thẳng thì các số còn lại trong hộp

1 3

V

Trong đó: Vtmax là vận tốc lớn nhất của ôtô (Km/h)

Vtmin là vận tốc nhỏ nhất của ôtô(Km/h)

- Hệ số bám,  =0,7…0,8 Đối với xe Zil-131 chọn =0,72

Thay các đại lợng đó vào công thức (1) ta đợc d1=15,14

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

A- Khoảng cách giữa các trục[mm]

Memax- Mô men xoắn lớn nhất cảu động cơ Memax=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

Trang 8

a) Mô đun pháp tuyến của bánh răng

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

Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: mn= 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 đợc chọntheo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z5=15

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

i5= 1

.

cos

A

n



Trong đó: i5 - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp

- Góc nghiêng của tất cả các răng Chọn =200

i5= 1 4 , 8

15

3

20 cos 125

Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong hộp số A=

20 cos 2

) 8 , 4 1 ( 15 3 cos

2

) 1 ( 5 cos

.

2

) 5 ' 5

(

5

5 5

44 , 7

1 , 4

29 , 2

47 , 1

0 , 1

3

20 cos 125 2 ) 1 (

cos

3

20 cos 125 2 ) 1 (

cos

3

20 cos 125 2 ) 1 (

cos

3

20 cos 125 2 ) 1 (

cos

3

20 cos 125 2 ) 1 (

cos

A

n



Trang 9

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

Để đảm bảo triệt tiêu đợc lực dọc trục ta cần bố trí các bánh răng sao chothoả mãn các điều kiện sau:

76 , 9 cos 125 2 ) 1

37 , 13 cos 125 2 ) 1

6 , 16 cos 125 2 ) 1

7 , 18 cos 125 2 ) 1

75 , 9 cos 125 2 ) 1

- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng(Số răng của bánh răng bị động

t-ơng ứng với số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số)

Trang 10

Chọn mô đun của cặp bánh răng thờng tiếp: mn=3

* Chọn cặp bánh răng thờng tiếp: là bánh răng trụ răng nghiêng số răng Z5=16; Z’5=16x4,5=72

)=20,270

+ Với bánh răng chủ động :

Đờng kính vòng chia : d1= 48 , 7

75 , 9 cos

3 16 cos

5

[mm]

Đờng kính đỉnh răng: da1=d1+2.m=54,7 [mm]

Đờng kính đáy răng: df1=d1-2,5.m=41,7 [mm]

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

Trong đó hệ số 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 cơkhí tạp I/T97 ta chọn ba=0,19

+ Với bánh răng bị động

75 , 9 cos

3 72 cos

5 '

5



m Z

Số răng Z2=42; Z’2=49

Góc nghiêng 2=13,370

Trang 11

37 , 13 cos

3 49 cos

2 '

)=20,800

6 , 16 cos

3 29 cos

3

3 60 cos

3 '

Trang 12

7 , 18 cos

3 21 cos

4

.

i i i

r

p a

k



Trong đó rk bán kính tính toán của xe chủ động : rk=.r

Trang 13

Với  là hệ số biến dạng của lốp;  nằm trong khoảng từ 0,930,935 chọn

1000

4 , 25 2

20 12 1000

4 , 25

* Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn

Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt

quá giá trị cho phép

1

.

2

F w

w

F F

tt

m d b

Y Y Y K M

1 ( 29 , 3

Y=1/ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y=0,614

Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y=1-2/140=1-0,349/140

YF1,YF2 là hệ số dạng răng của 2 bánh răng Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1

ta đợc : YF1=3,7; YF2=3,6

KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF= KF KF KFV

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

KF=1,05;

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

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

[F1], [F2] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động

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

SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có SF=1,75

KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộtruyền KFL=

òNE

FO F

N

N m

mF=9; NFO=4.106

NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy NFE=NFO=4.106 lúc này ta

có KFL=1

Trang 14

KFc hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; KFC=1

[F1]=440/1,75=251,43 N/mm2

[F2]=400/1,75=228,6 N/mm2

Ta thấy F1<[F1]; F2<[F2] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc :

H=ZM.ZH.Z  H

w a w

a H tt

d i b

i K M







1 2

)1( 2

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

Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có ZM=234 và theo bảng 6.12 ta có ZH=1,67Z= 1  0 , 785



 với  là hệ số trùng khớp dọc

=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,627

KH hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: KH=KH.KH.KHV

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có KH=1,06

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng

) 1 8 , 4 ( 0128 , 1 410 2

62,3 [H]=0

*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợtquá giá trị cho phép

1

.

2

F w

w

F F

tt

m d b

Y Y Y K M

37 , 13 sin 02 , 25

Trang 15

= )] cos 1 , 627

2

1 1

1 ( 29 , 3

Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y=1-2/140=1-0,349/140=0,997

ta đợc : YF1=3,7; YF2=3,7

KF=1,05;

SF là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có SF=1,75

KFL là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộtruyền KFL=

òNE

FO F

N

N m

Ta thấy F1<[F1]; F2<[F2] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền

* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc :

H=ZM.ZH.Z  H

w a w

H tt

d i b

i K M







1 2

2

)1( 2

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

Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có ZM=234 và theo bảng 6.12 ta có ZH=1,67Z= 1  0 , 774



 với  là hệ số trùng khớp dọc

=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,75

KH hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: KH=KH.KH.KHV

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có KH=1,06

Trang 16

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng

) 1 17 , 1 ( 0128 , 1 1968 2

84,26[H]=0

*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:

Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợtquá giá trị cho phép

1

.

2

F w

w

F F

tt

m d b

Y Y Y K M

6 , 16 sin 41 , 26

1 ( 29 , 3

Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y=1-2/140=1-0,349/140=0,997

ta đợc : YF1=3,62; YF2=3,7

KF=1,05;

 KF=1,05.1,22.0,86=1,1

F1=726,53 [MPa]

F2=726,53.3,62/3,7=710,082 [Mpa]

Định dạng
Số trang	27
Dung lượng	1,49 MB