Đồ án thiết kế hộp số ( ô tô )

Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô


………… o0o…………

Đồ án "Thiết kế hộp số"
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 1 Lớp: 98 C4A
Đồ án mơn học Kết cấu và tính tốn ơ tơ
MỤC LỤC
Trang
2.3. SÅ ÂÄƯ ÂÄÜNG CA HÄÜP SÄÚ 8
2.CHN LOẢI HÄÜP SÄÚ V SÄÚ TAY SÄÚ 4
3. XẠC ÂËNH T SÄÚ TRUƯN CẠC TAY SÄÚ TRUNG GIAN 9
4. XẠC ÂËNH CẠC KÊCH THỈÅÏC CHÊNH CA HÄÜP SÄÚ 10
4.1. CẠC KÊCH THỈÅÏC CÅ BN CA TRỦC 10
4.2.5 Tênh ỉïng sút tiãúp xục 19
4.2.6. Tênh sỉïc bãưn ca trủc 21
5. TÊNH TOẠN THIÃÚT KÃÚ CẠC CHI TIÃÚT V CẠC CỦM CA HÄÜP
SÄÚ 23
5.1. TÊNH ÂỈÅÌNG KÊNH TRỦC V KIÃØM TRA ÂÄÜ CỈÏNG VỈỴNG 23
5.1.2. Tênh trủc theo cỉïng vỉỵng 23
5.2. TÊNH TOẠN ÂÄƯNG TÄÚC 27
5.2.2. Så âäư tênh âäưng täúc 27
5.2.3. Trçnh tỉû tênh toạn âäưng täúc 28
Sinh viên : Hồng Ngọc Bình 2 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
LÅÌI NOÏI ÂÁÖU 3
TAÌI LIÃÛU THAM KHAÍO 33
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 triẻn tiếp theo.
Vì vậy đồ án kết cấu và tính toán ô tô 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 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 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
Đinh Tuấn Vũ
1. CÔNG DỤNG , YÊU CẦU , PHÂN LOẠI
1.1. CÔNG DỤNG :
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 3 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
1.2. YÊU CẦU
- Có tỷ số truyền và số lượng tay số thích hợp , đảm bảo được chất lượng dộng lực
và có tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ô tô máy kéo.
- Làm việc êm dịu ,chuyển số nhẹ nhàng thuận tiện , không va đạp.
- Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ khỏiû hệ thống truyền lực.
- Kết cấu đơn giản , làm việc tin cậy , bền vững.
- Hiệu suất cao ,kích thước khối lượng nhỏ , giá thành rẻ.
1.3. 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 phân ra các loại:3,4,5 và nhiều cấp.
- Theo sơ đồ động ,phân ra: Hộp số với các trục cố định và hộp số hành tinh.

- Theo số lượng phần tử điều khiển càn thiết để gài một số truyền ,phân ra:
một,hai,hay ba phần tử điều khiển .Số lượng phần tử điều khiển lớ hơn một
thường dùng trong hộp số nhiều cấp.
- Theo số 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 báng
răng,trục va ổ trục cũng nhue kích thước của chúng.
2.CHỌN LOẠI HỘP SỐ VÀ SỐ TAY SỐ
2.1.CHỌN LOẠI HỘP SỐ:
Trên ô tô hiện nay, sử dụng chủ yếu các loại hộp số có trục cố định, điều khiển
bằng tay. Loại hộp số này có ưu điểm là kết cấu đơn giản, hiệu xuất cao (0,96  0,98),
kích thước và trọng lượng nhỏ.
Trong các loại hộp số trên, hộp số ba trục cố định, có trục sơ cấp và trục thứ cấp
đồng tâm được sử dụng phổ biến nhất vì có ưu điểm là: có khả năng tạo số truyền
thẳng bằng cách nối 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, mô men truyền qua hai bánh răng, do đó 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.
Tuy nhiên loại hộp số này có nhược điểm là:
- Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian
- Ổ bi gối đỡ trước trục thứ cấp, do bố trí trong lỗ ở phần bánh răng công xôn
của trục sơ cấp, nên làm việc căng thẳng vì kích thước bị hạn chế bởi điều kiện kết cấu.

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 4 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Hình 2.1. Sơ đồ động hộp số ba trục
Ngoài hộp số có ba trục cố định, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm còn có hộp
số có hai trục cố định, loại hộp số này có ưu điểm là:
- Kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian.

- Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu, hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ
gần cầu chủ động.
Tuy vậy loại hộp số có hai trục cố định có nhược điểm là:
- Do không có số truyền thẳng, vì thế các bánh răng ổ trục không được giảm tải
ở số truyền cao, làm tăng mài mòn các chi tiết, đồng thời gây tiếng ồn.
- Giá trị tỷ số truyền tay số thấp bị hạn chế, muốn khắc phục phải giảm tỷ số
truyền của tay số cao nhất và tăng tỷ số truyền lực chính i
o
. Với đặc điểm trên cho nên
hộp số hai trục thường được sử dụng trên các ô tô du lịch và thể thao có động cơ bố trí
cạnh cầu chủ động hoặc trên máy kéo có hộp số bố trí chung trong cùng một vỏ với
truyền lực chính.
Hình 2.1. Sơ đồ động hộp số hai trục
Ô tô để thiết kế là loại ô tô vận tải dùng để vận chuyển hàng hoá, làm việc ở điều
kiện thường xuyên thay đổi tải, có tỷ số truyền lớn nên ta chọn hộp số ba trục cố định,
có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm vì: hộp số này có ưu điểm nổi bậc là trục sơ cấp và
thứ cấp đồng tâm cho nên có thể làm số truyền thẳng, trong trường hợp này hiệu suất
bằng một. Đây là điều quan trọng đối với ô tô vận tải vì thời gian ô tô vận tải làm việc
ở số truyền thẳng chiếm tỉ lệ cao. Mặc khác khi ô tô chạy trên đoạn đường bằng phẳng
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 5 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
có thể gài số truyền thẳng, do đó thời gian sử dụng tay số trung gian sẽ it đi. Vì vậy
tuổi thọ ô tô được kéo dài.
2.2. XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN , SỐ CẤP
2.2.1. Xác dịnh tỷ số truyền
Tỷ số truyền được xác định theo [ 6 ]
-Khả năng thắng sức cản lớn nhất trong điều kiện cho trước
i
h1

≥

tmaî
bx
iMe
rG
η
ψ


0
max
Trong đó : Theo đề bài cho trước

max
ψ
= 0,3 : hệ số cản lớn nhất của đường
G = 155000(N) :Trọng lượng toàn bộ xe

bx
r
= 0,5 (m) : bán kính bánh xe
max
Me
= 617 (Nm) :Mômen cực đại

0
i
= 6 : Tỉ số truyền lực chính
Theo [6] : ta có

t
η
= 0,75
÷
0,85 chọn
t
η
=0,8
Vậy : i
h1

≥

8,0.6.617
5,0.155000.3,0
= 7,8
- Khả năng tạo được lực cản lớn nhất theo điều kiện bám
i
h1

≤
t
bx
iMe
rG
η
ϕ
ϕ

0max
Trong đó : Theo đề cho

ϕ
G
= (70.155000)/100=108500(N) :Trọng lượng bám của xe

bx
r
= 0,5(m) :bán kính bánh xe

max
Me
= 617(Nm) : Mômen cực đại

0
i
= 6 : Tỉ số truyền lự chính
Theo [6]:ta có
t
η
= 0,75
÷
0,85 chọn
t
η
=0,8

ϕ
=0,7

÷
0,8 chọn
ϕ
=0,75
Vậy : i
h1

≤
8,0.6.617
5,0.75,0.108500
= 13,7
-Khả năng chuyển động với tốc dộ ổn định tối thiểu để có thể cơ động trong điều
kiện địa hình chật hẹp
i
h1

≥
pn
bxe
iiV
rn

377,0
0min
min


Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 6 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Trong đó :

minn
V
:tốc độ chuyển động ổn định nhỏ nhất

54
min
÷≤
n
V
(km/h) chon
minn
V
=5 (km/h)

mine
n
: vòng quay ổn dịnh tối thiểu của động cơ
Đốivới động cơ điêzel
mine
n
=350
÷
700(v/ph) chọn
mine
n
=500(v/ph)
Vậy: i
h1

≥

1.6.5
5,0.500.377,0
=3,14
Theo 3 điều kiện trên :
7,138,7
1
≤≤
h
i
Ta chọn
5,8
1
=
h
i
2.2.2. Số cấp của hộp số.
Hộp số của ô tô thuyết kế là loại ô tô tải,vì vậy để nâng cao tính chất động lực học của
ô tô, nâng cao hiệu suất của hệ thống truyền lực nên chọn được tỷ số truyền ở tay số
cao nhất của hộp số là số truyền thẳng nghĩa là i
hn
= 1.
Số cấp của hộp số (n) được xác định phụ thuôc vào:
- Chủng loại và công dụng của ô tô
- Vào giá trị khoảng tỷ số truyền Ki
K
i
= i
h1
/i
hn

(2.1)
Trong đó: i
h1
là tỷ số truyền tay số một của hộp số.
i
hn
là 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 cấu và quá trình điều khiển,
tăng kích thước, và giá thành hộp số. Đối với ô tô tải số cấp hộp số có thể từ n = 6  22
ừng với K
i
= 5  25. Ki càng lớn số cấp càng tăng. Sau đây là bảng số liệu thống kê của
ô tô tải theo giá trị khoảng truyền K
i
.
Bảng 2.1 Bảng giá trị tay số của ô tô tải theo khoảng tỷ số truyền K
i
Khoảngsố
truyền Ki
5,78,5 5,78,5 5,78,5 5,78,5 5,78,5 5,78,5
Số cấp n 5 6 8 10 16 20
Tuy nhiên hiện nay có su hướng tăng số cấp và khoảng tỷ số truyền khi tăng
khối lượng ô tô, đặc biệt là đối với 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 ô tô tải trọng lớn,
cho phép sử dụng hiệu quả hơn công suất động cơ khi ô tô làm việc với các mức tải và
điều kiện đường xá khác nhau. Đối vớicác ô tô này, trong vùng các số hay sử dụng
nhất, khoảng cách giữa tỷ số truyền giữa các tay số kề nhau.
q

i,i+1
= i
hi
/i
h(i+1)
cần phải nằm trong giới hạn 1,31,4. Khoảng này lớn sẽ làm tăng suất
tiêu hao nhiên liệu và giảm chất lượng động lực học của ô tô và khó chuyển tay số.
Khoảng cách nhỏ quá lại làm cho người lái khó khăn trong vấn 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 bảo đảm khả năng chuyển số.
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 7 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
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:
)lg(
)lg(
1, +iti
i
q
K
 n- 1 
)lg(
)lg(
1, +ici
i
q
K
(2.2)
Ở đây q
ti,i+1

khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số thấp
q
ti,i+1
= 1,61.7 chọn q
ti,i+1
= 1,7
q
ci,i+1
khoảng cách tỷ số truyền hai số liên tiếp ở vùng số cao q
ci,i+1
= 1,31,4
chọn q
ci,i+1
= 1,4 ; n: số cấp
Tỷ số truyền thấp nhất i
1
= 8,5
Tỷ số truyền ở tay số cao nhất i
hn
= 1
K
i
= i
1
/i
hn
= 8,5/ 1 =8.5

thay vào công thức 2.2 ta có:
)7,1lg(

)5,8lg(
 n- 1 
)4,1lg(
)5,8lg(
23,0
929,0
 n- 1 
15,0
929,0
⇒ 5,04 n  7,2
Vậy ta chọn hộp số có 5 cấp (n=5)
Do ô tô chạy có khi cần phải quay đầu vì vậy ta chọn thêm một tay số lùi để
thuân lợi cho việc điều khiển ô tô.
2.3. SƠ ĐỒ ĐỘNG CỦA HỘP SỐ
Sơ đồ động của các hộp số 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 đồng tốc. Riêng đối với các bánh răng số một và
số lùi có thể dùng các phương án sau: 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 dầu 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 mô men quán tính các chi tiết quay,
bởi vậy tăng tải trọng tác dụng lên các đồng tốc.
Ngoài ra còn có cách bố trí bánh răng số lùi không luôn luôn ăn khớp, cả bánh
răng số lùi và số một không luôn luôn ăn khớp. Tuy nhiên vẫn còn có hai phương án
không cần có bánh răng số lùi đặt riêng trên trục thứ cấp. 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. Phương án một vành răng có kết cấu đơn giản hơn, tuy vậy điều kiện làm
việc của bánh răng không có lợi, chụi 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.
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 8 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
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 I
Hình 2.3. Sơ đồ bố trí số lùi trên ô tô thiết kế
Bánh răng các tay số thấp(như số một và số lùi) chụi 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 nghiêng và đồng tốc. Các tay số một và
số lùi có thể có răng thẳng gài băng phương pháp duy trượt. Mặt khác ở các tay số
2,3,4,5 khi sang số vì có 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 hóa thao tác cho người lái nên trên hộp số có bố
trí hai bộ đồng tốc để gài số ở số hai và số ba, số bốn 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 mô men ma sát giữa các
bề mặt côn tiếp xúc để khắc phục mô men 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 nhau một cách êm dịu.
Hình 2.3. Sơ đồ động của hộp số thiết kế
2.4. XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN CÁC TAY SỐ TRUNG GIAN
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 9 Lớp: 98 C4A
z
1
z
2
z

3
z
4
z
1
z
5
z
2
z
3
z
5
z
4
z
a
z
a
’
5 4
z
L
z
4
’
3
2
1
z

1
’
z
L
’
z
4
L
z
1
z
3
’
z
3
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Chọn hệ thống tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số theo cấp số nhân.
- Cấp số nhân hiện nay được sử dụng rộng rải để chọn hệ thống tỷ số truyền của
ô tô cần thiết kế.
- Dựa trên cơ sở dụng công suất trung bình của động cơ khi làm việc ở chế độ
toàn tải không thay đổi trong quá trình gia tốc của ô tô.
- Ô tô 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 tăng vận tốc trung bình của ô tô và hệ số sử dụng tải trọng của động cơ.
Theo quy luật cấp số nhân, tỷ số truyền của tay số trung gian bất kỳ có thể xác định
theo công thức [2]:
i
hi

=
)1/()(
1
−− nin
h
i
trong đó: i: số thứ tự tay số; n: số cấp hộp số với n = 5
Theo số liệu tính toán ở trên :
5,8
1
=
h
i

tỷ số truyền tay số hai là: i
h2
i
h2
=
)15/()25(
1
−−
h
i
=
4/3
5,8
=4,97
tỷ số truyền tay số ba là: i
h3

i
h3
=
)15/()35(
1
−−
h
i
=
4/2
5,8
= 2,92
tỷ số truyền tay số tư là: i
h4
i
h4
=
)15/()45(
1
−−
h
i
=
4/1
5,8
=1,7
tỷ số truyền tay số hai là: i
hl
i
hl

= (1,2  1,3). i
h1
= 1,2.8,5 = 10,2
3. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHÍNH CỦA HỘP SỐ
3.1. CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA TRỤC
3.1.1. Khoảng cách giữa các trục của hộp số:
Đối với ô tô loại trục cố định, khoảng cách giữa các trục của hộp số (A) có thể
xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau [2]:
A = K
a
. (M
ra
)
1/3
(mm) (4.1)
Ở đây: K
a
: hệ số kinh nghiệm; Đối với ô tô tải K
a
= 8,6  9,6
Vì hộp số thiết kế là hộp số của ô tô đặt trên động cơ Diezel nên chọn K
a
= 9,2
M
ra
= M
emax
. i
h1
(Nm) mômen trên trục ra(thứ cấp) của hộp số.

Trong đó: M
emax
mômen cực đại của động cơ, i
h1
tỷ số truyền của tay số một
⇒ A= 9,2.(617.8,5)
1/3
= 9,2.17,37 = 159,84 (mm). Chọn A = 160 (mm)
3.1.2.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.
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 10 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Các kích thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như dưới
đây:
- Chiều rộng các vành răng
b ≈ (0,19 0,23).A = 0,21.160 = 33,6 (mm)
b = 29,4(mm) dùng cho các bánh răng chụi tải lớn
- Chiều rộng các ổ bi
B ≈ (0,2 0,25).A = 0,2.160 = 32 (mm)
- Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc:
H ≈ (0,40,55).A = 0,5.160 = 80(mm)
Kích thước chiều trục L
h
của cacte hộp số
L
h
=(2,73,0).A = 2,8.160 = 448 (mm)
3.1.3. Đường kính trục của hộp số:
Đường kính trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa

vào kinh nghiệm sau[2]:
-
Đường kính trục sơ cấp (phần then hoa): d
1
d
1
= K
d
. (M
emax
)
1/3
(mm)
ở đây: K
d
= (4,04,6) :hệû số kinh nghiệm
M
emax
:mômen cực đại của động cơ theo đề bài cho(Nm);chọn K
d
= 4,2
⇒ d
1
= 4,2.(617)
1/3
= 32,76 (mm)
-Đường kính các trục trung gian (d
2
) và thứ cấp (d
3

):
ở phần giữa (đối với trục bậc)
d
2,3
≈ 0,45.A = 0,45. 160 = 72 (mm)
3.1.4. Kích thước và loại ổ trục:
Trong hộp số ba trục, thường thường sử dụng ổ bi cầu và bi trụ hường kính một
dãy, loại nhẹ và loại trung bình. Các kích thước d: đường kính ngỗng trục, D đường
kính ngoài, B chiều rộng của ổ. Theo số liệu thống kê, các kích thước d, D và B của ổ
có giá trị như sau [2]

Hình 4.1 : sơ đồ kích thước ổ bi
Ôø phía sau của:
- Trục sơ cấp:
d = 0,45.A = 0,45.160 = 82 (mm)
D = 0,9.A = 0,9 .160 = 140 (mm)
B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm)
- Trục thứ cấp:
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 11 Lớp: 98 C4A
d
B
D
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
d = 0,4.A = 0,4.160 = 64 (mm)
D = 0,9.A = 0,9 .160 = 144 (mm)
B = 0,2.A = 0,22.160 = 32 (mm)
- Trục trung gian:
d = 0,3.A = 0,3.160 = 48 (mm)
D = 0,72.A = 0,72 .160 = 115,2(mm)
B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm)

Ôø phía trước của:
-
Trục trung gian:
d = 0,3.A = 0,3.160 = 48 (mm)
D = 0,61.A = 0,61 .160 = 97,6(mm)
B = 0,2.A = 0,2.160 = 32 (mm)
-Trục thứ cấp
d = 0,23.A = 0,23.160 = 36,8 (mm)
3.2. CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BÁNH RĂNG:
-Mô đuyn(m
n
)
Đối với ô tô vận tải khi chọn mô đuyn bánh răng cho hộp số cần ưu tiên về vấn đề
giảm khối lượng hộp số, nghĩa là tăng mô đuyn và giảm chiều rộng bánh răng.
Mô đuyn pháp tuyến của các bánh răng có thể tính theo công thức kinh nghiệm [2]:
m
n
= (0,032 0,040).A (4.2)
= 0,034.140 = 4,76
chọn m
n
= 5; m
i
= 4
Góc nghiêng của bánh răng (β)
Góc nghiêng β được chọn theo hai điều kiện:
Điều kiện 1: đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (ε
β
) không nhỏ hơn một,để bánh
răng ăn khớp chiều trục được êm dịu, tức là:

ε
β
= b.tgβ/t
s
= b.sinβ/(m
n
.π) ≥ 1
Điều kiện hai: lực chiều trục tác dụng các bánh răng nghiêng của trục trung gian
phải tự cân bằng, để giảm lực tác dụng các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của tác cả
các bánh răng trên trục phải giống nhau và thoả mãn điều kiện:
tgβ
i
/ tgβ
1
= r
i
/r
1
ở đây: β
i
và r
i
- góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số i trên
trục trung gian; β
1
và r
1
- góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn luôn ăn
khớp của bánh răng trục sơ cấp.
Thực tế, lực chiều trục không thể cân bằng hoàn toàn và trên ô tô người ta sử dụng các

bánh răng có góc nghiêng β khác nhau, để tại điều kiện thuận lợi cho công nghệ và sửa
chữa.
Theo số liệu thống kê, góc nghiêng các bánh răng hộp số ô tô hiện nay nằm
trong khoảng: β = 18
0
30
0

chọn β = 22
0
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 12 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
3.2.1.Số răng tổng của các cặp bánh răng:
Sau khi đã chọn chọn được khoảng cách trục A, môđuyn m
n
và góc nghiêng β,
có thể xác định sơ bộ số răng tổng cộng của các cặp bánh răng theo công thức [2]:
Z
Σ
= 2.A.cosβ/m
n
= (2.160.cos22
0
)/4 = 73,6 ≈ 74
Để giải quyết sai lệch xuất hiện khi làm tròn số răng, có thể dùng một trong các biện
pháp sau:
-
Hiệu chỉnh lại góc nghiêng β, theo công thức:
β = arccos(0,5.m
n

. Z
Σ
/A) = arccos(0,5.4.74/160) = 22
0
33’
Trong trường hợp dùng bánh răng không dịch chỉnh hoặc bánh răng dịch chỉnh
đều ξ
t
= 0.Biện pháp này không làm mất tính thống nhất về giá trị góc nghiêng β của
các bánh răng hộp số bởi vậy làm phức tạp quá trình chế tạo và sửa chữa bánh răng,nên
ít được dùng, hơn nữa cũng không áp dụng được nếu cặp bánh răng có răng thẳng.
- Dịch chỉnh góc bánh răng và giữ nguyên β
Hệ số dịch chỉnh trong trường hợp này được xác định theo công thức[2]:
ξ
t
= Z
Σ
.(invα
sw
- invα
s
)/(2.tgα)
Ở đây: α
s
= arctg(tgα/cosβ) góc prôfin trong tiết diện mặt đầu
α
sw
= arccos(A. cosα
s
/A

w
) góc ăn khớp ở tiết diện mặt đầu
invα
s
= tgα - α hàm số thân khai
A
w
= 0,5. Z
Σ
.m
n
/ cosβ khoảng cách trục ứng với số răng Z
Σ
sau khi đã làm tròn
α = 22
0
góc nghiêng của biên dạng góc
⇒: α
s
= arctg(tg22
0
/cos22
0
) = 23
0
invα
s
= tg23 - 21.π/180 = 0,382 - 0,366 = 0,016
α
sw

= arccos(160. cos23
0
/161) = 22
A
w
= 0,5.74.4/cos22
0
= 161(mm)
invα
s
= tg22
0
- 22.π/180 = 0,02
ξ
t
= 74.( 0,02- 0,016)/(2.tg22
0
) = 0,29
3.2.2. Xác định số răng của các bánh răng:
Sau khi đã xác định được số răng của bánh răng Z
Σ
của các cặp bánh răng ăn
khớp, có thể xác định tiếp số răng của các bánh răng tương ứng, nhờ hệ phương trình
sau [2]:
Z
1
k
+ Z
2
k

= Z
Σ
(4.3) Z
1
k

= Z
Σ
/(i
gk
+1) (4.4)
Z
2
k
/ Z
1
k
= i
gk
Z
2
k
= Z
Σ
- Z
1
k

Ở đây: i
gk

tỷ số truyền cặp bánh răng được gài của tay số thứ k, i
gk
= i
hk
/ i
ak
(4.5)
i
hk
tỷ số truyền hộp sô ở tay số thứ k.
i
ak
tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Giá trị i
ak
hợp lý là xác
định theo i
h1
đảm bảo sao cho: bánh răng số một có kích thước để cho có thể chế tạo
trục trung gian đảm bảo độ cứng vững cần thiết, số bánh răng chủ động của cặp bánh
răng luôn luôn ăn khớp, đồng thời phải chọn số răng để không sảy ra hiện tượng cắt
chân răng, kích thước bánh răng đủ lớn để có thể bố trí gối đỡ trước của trục sơ cấp ở
bên trong, đường kính của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính lỗ lắp ổ trục trên vỏ để
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 13 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
đảm bảo điều kiện lắp ghép hộp số, để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số một cần phân
phối cho cặp bánh răng được gài nhiều hơn, tức là: i
g1
> i
ak
. Kinh nghiệm cho thấy Z

1
=
1216 vì hộp số có mô đuyn bánh răng lớn, ở đây chọn Z
1
= 15. Như vậy:
i
g1
= (Z
Σ
- Z
1
)/ Z
1
= (74 - 15)/15 = 3,93
và i
a
= i
h1
/ i
g1
= 8,5/3,93 = 2,16
Theo công thức trên ta xác định được:
Z
a
= Z
Σ
/( i
a
+1) = 74/(2,16 + 1) = 23 răng
⇒ Z

a
’ = Z
Σ
- Z
a
= 74 - 23 = 51 răng
Tính chính xác tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian:
i
a
= Z
a
’/Z
a
= 51/ 23 = 2,16
Theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trung gian của từng tay
số tương ứng:
Tay số hai (i
g2
):
i
g2
= i
h2
/ i
a
= 4,98/2,16 = 2,3
Tay số ba (i
g3
):
i

g3
= i
h3
/ i
a
= 2,92/2,16 = 1,35
Tay số tư (i
g4
):
i
g4
= i
h4
/ i
a
= 1,7/2,16 = 0,79
- Tính số răng của cặp bánh răng tương ứng với từng tay số:
Ta đã có:
Cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (Z
a
, Z
a
’)
Z
a
= 23; Z
a
’ = 51 răng
Cặp bánh răng dẫn động gài số một (Z
1

, Z
1
’)
Z
1
= 15; Z
1
’ = 59 răng
Từ công thức 4.4 ta có
Z
1
k

= Z
Σ
/(i
gk
+1)
Z
2
k
= Z
Σ
- Z
1
k

Suy ra cặp bánh răng ở tay số hai (Z
2
, Z

2
’)
Z
2
= Z
Σ
/(i
g2
+1) = 74/(2,3+1) = 22,4 chọn Z
2
= 22 răng
⇒ Z
2
’ = Z
Σ
- Z
2
= 74 - 2 = 52 răng
Suy ra cặp bánh răng ở tay số ba (Z
3
, Z
3
’)
Z
3
= Z
Σ
/(i
g3
+1) = 74/(1,35+1) = 31,4 chọn Z

3
= 31 răng
⇒ Z
3
’ = Z
Σ
- Z
3
= 74 - 31 = 43 răng
Suy ra cặp bánh răng ở tay số tư (Z
4
, Z
4
’)
Z
4
= Z
Σ
/(i
g4
+1) = 74/(0,79+1) = 50,4 chọn Z
4
= 50 răng
⇒ Z
2
’ = Z
Σ
- Z
2
= 74 - 50 = 24 răng

Xác định lại tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài của từng tay số:
Tỷ số truyền của cặp bánh răng trung gian
i
a
= 2,16
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số một
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 14 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
i
g1
= Z
1
’/ Z
1
= 59/15 = 3,93
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số hai
i
g2
= Z
2
’/ Z
2
= 52/22 = 2,3
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số ba
i
g3
= Z
3
’/ Z
3

= 43/31 = 1,35
Tỷ số truyền của cặp bánh răng số bốn
i
g4
= Z
4
’/ Z
4
= 24/50 = 0,48
Xác định lại tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
Theo công thức 4.5 ta có:
i
gk
= i
hk
/i
a
⇒ i
hk
= i
gk.
i
a
(4.6)
Với công thức 4.6 có tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
Tay số một (i
h1
∗)
i
h1

∗ = i
a
.i
g1
= 2,16.3,93 = 8,49
Tay số hai (i
h2
∗)
i
h2
∗ = i
a
.i
g2
= 2,16.2,3 = 4,97
Tay số ba (i
h3
∗)
i
h3
∗ = i
a
.i
g3
= 2,16.1,35 = 2,916
Tay số bốn (i
h4
∗)
i
h4

∗ = i
a
.i
g4
= 2,16.0,48 = 1,06
Tính sai số phần trăm của các tỷ số truyền của từng tay số thực tế so với tính
toán lý thuyết (ε
i%
) quy định (ε
i%
< 5%).
Công thức tính ε
i%
như sau:
ε
i%
=(( i
hk
- i
hk
∗)/i
hk
).100%
trong đó: i
hk
tỷ số truyền của tay số tính theo lý thuyết
i
hk
∗ tỷ số truyền của tay số tính theo thực tế
ε

i%
sai số phần trăm của các tỷ số truyền theo từng tay số k.
Từ công thức trên có:
ε
1%
=(( i
h1
- i
h1
∗)/i
h1
).100% = ((8,5 - 8,49)/8,5).100% = 0,085%
ε
2%
=(( i
h2
- i
h2
∗)/i
h2
).100% = ((4,98 - 4,97)/4,98).100% = 0,05%
ε
3%
=(( i
h3
- i
h3
∗)/i
h3
).100% = ((2,92 - 2,916)/2,92).100% = 0,02%

ε
4%
=(( i
h4
- i
h4
∗)/i
h4
).100% = ((1,7 - 1,06)/1,7).100% = 1,03%
Các giá trị của ε
k%
đều nhỏ hơn 5% vậy các tỷ số truyền thực tế của hộp số dạt yêu cầu.
Tính bánh răng trục số lùi,theo công thức 4.5 có tỷ số truyền của bánh răng gài
số lùi (i
hl
)
i
gl
= i
hl
/ i
a
= 10,2/2,16 = 4, 73
Để dẫn động bánh răng số lùi dùng một trục trung gian(gọi là trục số lùi) để dẫn
động bánh răng gài số lùi(lấy băng bánh răng gài số một có Z
1
= Z
l
’ = 40 răng). Để bảo
đảm sự ăn khớp và tránh hiện tượng cắt chân răng chọn số răng số lùi là 15 răng.

Vậy tỷ số truyền số lùi i
gl
được phân làm hai:
Một là: tỷ số truyền từ trục trung gian qua trục số lùi i
gl1

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 15 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Hai là: tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số lùi i
gl2
Vậy i
gl
= i
gl1
.i
gl2
(4.7)
Đã có i
gl
= 4,73 theo tính ở trên
⇒ i
gl2
= Z
l
’/Z
l
= 52/22 = 2,36
từ công thức 4.7 có được: i
gl1
= i

gl
/i
gl2
= 4,73/2,36 = 2
Để tránh hiện tượng cắt chân răng và bảo đảm điều kiện ăn khớp chọn bánh răng dẫn
động trục số lùi (Z
b
) có số răng là 17. Suy ra bánh răng bị động trên trục số lùi(Z
b
’) là:
i
gl
= Z
b
’/ Z
b
= 40/17 = 2,36 ⇒ Z
b
’ = i
gl
. Z
b
= 2.17 = 34 chọn Z
b
’= 34
Vây có tỷ số truyền thực tê của tay số lùi:
i
gl
= i
a

.i
gl
= i
a
.i
gl1
.i
gl2
= 2,16.2,36.2 = 10,2
Xác định khoảng cách trục số lùi với trục trung gian (L
tg
) và trục thứ cấp (L
tc
dùng bánh răng thẳng). Khoảng cách trục được xác định theo số răng và mô đuyn của
bánh răng dựa vào công thức:
∆L =(m
n
.( Z + Z’ ))/2 (mm)
ở đây: ∆L là khoảng cách trục (mm); m
n
: mô đuyn của bánh răng (mm)
Z,Z’: số răng của bánh răng chủ động và bị động
⇒ ∆L
tg
=(m
n
.( Z
b
+ Z
b

’ ))/2 = (4.( 17 +34))/2 = 102 (mm)
⇒ ∆L
tc
=(m
n
.( Z
l
+ Z
l
’ ))/2 = (4.( 15 + 49))/2 = 148 (mm)
3.2.3. Mômen truyền đến trục tại các bánh răng của từng tay số:
Được tính theo công thức sau:
M
k
= i
hk
.η.M
emax
(Nm)
Ơí đây M
k
là mô men tại vị trí đang xét.
i
hk
tỷ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang xét; η hiệu suất truyền lực
Mô men truyền đến trục trung gian (M
tg
) là:
M
tg

= i
tg
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br

Trong đó η
0

= 0,995 hiệu suất truyền lực của ổ bi
η
br
= 0,79 hiệu suất truyền lực của bánh răng
η = 0,995
2
. 0,79 = 0,96
⇒ M
tg
= 0,96.2,16.617 = 1279,41 (Nm)
Mô men truyền đến trục thứ cấp là:
Tại bánh răng số một(M
tc1
):

M
tc1
= i
h1
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
2
. 0,97. 0,995
2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc1
= 8,5.0,92.617 = 4924,94 (Nm)
Tại bánh răng số hai(M
tc2
):

M
tc2
= i
h2
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
2
. 0,97. 0,995
2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc2
= 4.97.0,92.617 = 2821,17 (Nm)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 16 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Tại bánh răng số ba(M

tc3
):
M
tc3
= i
h3
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
2
. 0,97. 0,995
2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc3
= 2,92.0,92.617 = 1657,51 (Nm)
Tại bánh răng số tư (M

tc4
):
M
tc4
= i
h4
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
2
. 0,97. 0,995
2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc4
= 1,7.0,92.617 = 964,99 (Nm)
Tại bánh răng số năm(M

tc5
):
M
tc5
= i
h5
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
. = 0,995
2
. 0,97. 0,995
2
. 0,97 = 0,92
⇒ M
tc5
= 1.0,92.617 = 567,64 (Nm)
Tại bánh răng số lùi(M

tcl
):
M
tcl
= i
hl
.η.M
emax
(Nm)
Với η = η
0
2
. i
tg
. η
br
. η
0
2
. η
br
. η
0
2
. η
br
= 0,995
6
. 0,97
3

= 0,886
⇒ M
tc1
= 0,886.10,2.617 = 5575,95 (Nm)
3.2.4. Lực tác dụng lên các bánh răng:
Hình 4.2. Sơ đồ lực tác dụng lên bánh răng của hộp số
Ở đây: P: lực tiếp tuyến; R: lực hướng tâm; Q: lực chiều trục
Các lực lần lượt được tính như sau (2):
- Lực tiếp tuyến P = 2.M/d = 2.M/(m
n
.z) (N)
- Lực hướng tâm R= P.tgα/cosβ (N)
- Lực dọc trục Q = P.tgβ (N)
Trong đó: M: mô men xoắn trên trục tại bánh răng; d: đường kính vòng lăn của
bánh răng; β: góc nghiêng của răng đối với bánh răng trụ răng nghiêng( bánh răng trụ
răng thẳng β = 0)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 17 Lớp: 98 C4A
R
P
Q
R
Q
P
R
4
Q
4
P
4
R

4
P
4
Q
4
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Cặp bánh răng luôn ăn khớp: z
a
và z
a
’
P = 2.M
tg
/(m
n
.z) = 2.1279,41.10
3
/(4.51) = 12543,2 (N)
Q = 12543,2.tg22
0
= 4565,35 (N)
R = 12543,2.tg22
0
/cos22
0
= 4858,35 (N)
Cặp bánh răng số một:
P
1
= 2.M

tg1
/(m
n
.z) = 2.4924,94/(4.59.10
3
) = 40889,05 (N)
Q
1
= 40889,05.tg22
0
= 16194,19 (N)
R
1
=16194,19.tg22
0
/cos22
0
= 17233,5 (N)
Cặp bánh răng số hai:
P
2
= 2.M
tg2
/(m
n
.z) = 2.2821,17/(4.52.10
3
) = 27126,63(N)
Q
2

=27126,63.tg22
0
= 9873,2 (N)
R
2
=27126,63.tg22
0
/cos22
0
= 10506,93(N)
Cặp bánh răng số ba:
P
3
= 2.M
tg3
/(m
n
.z) = 2.1657,51/(4.43.10
3
) = 19273,37(N)
Q
3
= 19273,37 .tg22
0
= 7014,93(N)
R
3
=19273,37 .tg22
0
/cos22

0
= 7465,14 (N)
Cặp bánh răng số bốn:
P
4
= 2.M
tg4
/(m
n
.z) = 2.964,99 /(4.23.10
3
) = 20978,04(N)
Q
4
=20978,04.tg22
0
= 7635(N)
R
4
=20978,04.tg22
0
/cos22
0
= 8125,4(N)
P
l
= 2.M
tgl
/(m.z) = 2.5575,95 /(4.44.10
3

) = 40363,06(N)
Tính bền bánh răng theo sức bền uốn
Đối với bánh răng nghiêng ta có công thức tính ứng suất uốn δu (MN/m
2
) như
sau [3]:
δ
u
= 0,24.P/(b.m
n
.y)b (MN/m
2
) (4.7)
Đối với bánh răng thẳng ta có công thức tính ứng suất uốn:
δ
u
= 0,24.P/(b.m.y)b (MN/m
2
) (4.8)
Ở đây P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m) chiều rộng bánh răng; y: hệ
số biến dạng bánh răng, không điều chỉnh có thể chọn theo số liệu(tra theo z
td
). Đối với
bánh răng trụ răng thẳng lấy số răng z thực tế để chọn, còn đối với bánh răng trụ răng
nghiêng chọn theo số răng tương đương (z
tđ
):
z
tđ
= z/cos

3
β (4.9)
ở đây: z: số răng thực tế của bánh răng; β = 22
0
góc nghiêng của răng; m
n
= 4.10
-2
(m)
mô đuyn bánh răng nghiêng; Dựa vào công thức 4.9 ta có:
z
tđ
= z
a
/cos
3
β = 15/cos
3
22
0
= 18,8≈ 19 (răng)
Tra bảng số liệu hệ số dạng răng y với bánh răng không điều chỉnh trong tài liệu [3]
có: y= 0,117
δ
u
= 0,24.P/(b.m
n
.y) = 0,24.12543,2.10
-6
/(33,6.4.10

-3
.0,117) = 191,44 (MN/m
2
)
Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số một:
z
tđ1
= z
1
/cos
3
β = 15/cos
3
22
0
= 18,8 ≈ 19 (răng)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 18 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,122
δ
u1
=0,36.P
1
/(b.m.y) = 0,36.40889,05.10
-6
/(33,6.10
-3
.4.10
-3
.0,122) = 776,867(MN/m

2
)
Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số hai:
z
tđ2
= z
2
/cos
3
β = 22/cos
3
22
0
= 27,6 ≈ 28 (răng)
tra bảng tài liệu có : y = 0,132
δ
u2
=0,24.P
2
/(b.m
n
.y) = 0,24.27126,63.10
-6
/(33,6.10
-3
.4.10
-3
.0,132) = 366,97(MN/m
2
)

Ứng suất uốn của cặp bánh răng gài số ba:
z
tđ3
= z
3
/cos
3
β = 31/cos
3
22
0
= 38,9 ≈ 40 (răng)
tra bảng tài liệu có [3]: y = 0,142
δ
u3
= 0,24.P
3
/(b.m
n
.y) = 0,24.19273,37.10
-6
/(33,6.10
-3
.4.10
-3
.0,142) = 242,37 (MN/m
2
)
Ứng suất của cặp bánh răng gài số bốn.
z

tđ4
= z
4
/cos
3
β = 51/cos
3
22
0
= 63,99 ≈ 64 (răng)
tra bảng tài liệu có: y = 0,148
δ
u4
= 0,24.P
4
/(b.m
n
.y) = 0,24.20978.10
-6
/(33.10
-3
.4.10
-3
.0,148) = 253,11 (MN/m
2
)
Ứng suất của cặp bánh răng gài số lùi.
z
tđl
= z

l
/cos
3
β = 15/cos
3
0
0
= 15 (răng); tra bảng tài liệu có: y = 0,144
δ
ul
= 0,36.P
l
/(b.m.y) = 0,36.40 363.10
-6
/(33,6.10
-3
.4.10
-3
.0,144) = 785,6(MN/m
2
)
Ở ô tô tải ứng suất uốn của bánh răng trụ răng thẳng ở các số cao và cặp bánh răng
luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (400 ÷ 850 MN/m
2
). Ứng suất uốn của bánh răng trụ
răng nghiêng và cặp bánh răng luôn ăn khớp nằm trong giới hạn (100 ÷ 250 MN/m
2
).
Vậy ứng suất uốn của các bánh răng hộp số đều thỏa mãn yêu cầu.
3.2.5 Tính ứng suất tiếp xúc

Sự hao mòn của bánh răng phụ thuộc phần lớn bởi trị số ứng suất tiếp xúc (áp
suất) tại tâm ăn khớp. Ứng suất tiếp xúc δ
tx
[MN/m
2
] được tính theo công thức sau:
δ
tx
= 0,418.
αρρ
cos.
.
).
2
11
.(
1
b
EP
+
(4.10)
Ở đây: P(MN) lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng; b(m): chiều rộng bánh răng
E = 2,1.10
5
(MN/m
2
) mô đuyn đàn hồi; α = 22
0
góc ăn khớp; ρ
1

, ρ
2
bán kinh cong của
bề mặt răng tại điểm tiếp xúc của bánh răng chủ động và bị động (m)
Đối với bánh răng trụ răng thẳng
ρ
1
= r
1
.sinα ; ρ
2
= r
2
.sinα (4.11)
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng
ρ
1
= r
1
.sinα/cos
2
β ; ρ
2
= r
2
.sinα /cos
2
β (4.12)
Ở đây: r
1

,r
2
: bán kính vòng tròn lăn của bánh răng chủ động và bị động; β góc nghiêng
đường răng của bánh răng trụ răng nghiêng. Đối với ô tô tải thường trung bình ô tô chỉ
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 19 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
sử dụng một nữa mô men (M
emax
) của động cơ vì thế để đơn giản chúng ta sẽ lấy mô
men tính toán ở đây bằng một nữa mô men M
emax
của động cơ truyền xuống để tính.
Ứng suất tiếp xúc cho phép lên bề mặt răng ở chế độ tải trọng trên trục sơ cấp hộp số
M
tt
= 0,5. M
emax
được cho ở bảng sau:
Bảng 41. : Bảng ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đối với bánh răng hộp số ô tô khi
tính toán theo chế độ tải trọng ở trục sơ cấp M
tt
= 0,5. M
emax
.
Loại bánh răng Bánh răng
Xêmentit hóa Xianuya hóa
Số một và số lùi
1900 ÷ 2000 (MN/m
2
) 950 ÷ 1000 (MN/m

2
)
Luôn luôn ăn khớp
1300 ÷ 1400 (MN/m
2
) 650 ÷ 700 (MN/m
2
)
Các bánh răng của hộp số thiết kế là được Xêmentit hóa
Đường kính vòng lăn bánh răng dẫn động trục trung gian (d
a1
)
d
a1
= 2.A
w
/(i
a
+ 1) = 2.160/(2,16 + 1) = 101,26(mm)
d
a2
= i
a
. d
a1
=101,26.2.16 = 218,72 (mm)
Từ công thức 4.12 ta có:
ρ
1
= (101,26/2).sin22

0
/cos
2
22
0
=50,63.0,39 = 19,75(mm) = 0,02 (m)
ρ
2
= (218,72 /2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 109,36.0,39 = 42,65(mm) = 0,04 (m)
δ
tx
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.2,12543
).
04,0
1
02,0
1
.(
3
65
−
−

+
= 861,01 (MN/m
2
)
Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số một:
d
11
= 2.160/(i
1
+ 1) = 2.160/(3,94 + 1) = 64,78(mm) = 0,065 (m)
d
12
= 3,94.0,065 = 0,2561 (m)
ρ
11
= (0,065/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0,033.0,39 = 0,013 (m)
ρ
12
= (0,2561/2).sin22
0
/cos
2
22
0

= 0,1281.0,39 = 0,0423 (m)
δ
tx1
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.05,40889
).
0423,0
1
013,0
1
.(
3
65
−
−
+
= 1500 (MN/m
2
)
Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số hai:
d
21
= 2.160/(i
2
+ 1) = 2.160/(2,3 + 1) = 96.97 (mm) = 0,97 (m)
d
12
= 2.3.0,97 = 0,223 (m)
ρ

21
= (0,97/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0,049.0,39 = 0,0191 (m)
ρ
22
= (0,223/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0,112.0,39 = 0,043 (m)
δ
tx2
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.63,27126
).
43,0
1
0191,0
1
.(
3
65

−
−
+
= 909,09 (MN/m
2
)
Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số ba:
d
31
= 2.160/(i
3
+ 1) = 2.160/(1,35 + 1) = 136,17 (mm) = 0,14 (m)
d
32
= 1,35.0,14 = 0,189 (m)
ρ
31
= (0,14/2).sin22/cos
2
22 = 0,07.0,39 = 0,0273 (m)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 20 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
ρ
32
= (0,189/2).sin22/cos
2
22 = 0,095.0,39 = 0,037 (m)
δ
tx3
= 0,418.

22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.37,19273
).
037,0
1
0273,0
1
.(
3
65
−
−
+
= 721,6 (MN/m
2
)
Ứng suất tiếp xúc đối với bánh răng gài số bốn:
d
41
= 2.160/(i
4
+ 1) = 2.160/(0,49 + 1) = 214,765(mm) = 0,214 (m)
d
42
= 0,214.0,49 = 0,10 (m)
ρ
21
= (0,214/2).sin22
0
/cos

2
22
0
= 0.107.0,39 = 0,042 (m)
ρ
22
= (0,1/2).sin22
0
/cos
2
22
0
= 0,05.0,39 = 0,0195 (m)
δ
tx2
= 0,418.
22cos.2.10.6,32
10.10.1,2.04,20978
).
0195,0
1
042,0
1
.(
3
65
−
−
+
= 816,4 (MN/m

2
)
3.2.6. Tính sức bền của trục
Trục của hộp số tính toán theo ứng suất uốn và xoắn. Khi tính bền thường tính
riêng cho cho từng số
.Ứng suất uốn tính theo công thức(3):
σ
u
= M
u
/(0,1.d
3
) (MN/m
2
)
Ứng suất uốn xoắn tính theo công thức(3):
τ
x
= M
x
/(0,2.d
3
) (MN/m
2
)
ở đây: M
u
; M
x
: mô men uốn và xoắn tương ứng,(MN.m)

d: đường kính của trục tại tiết diện đang tính(m)
Đối vơi tay số bốn ta xây dựng đường biểu đồ mô men uốn và xoắn tại tiết diện nguy
hiển (c - c ):
Tính phản lực ở các gối đỡ:
ΣmA
y
= R
4
.a - l.B
y
= 0 ⇒ B
y
= R
4
.a/ l
trong đó: a: khoảng cách từ bánh răng tính đến ổ đỡ; l:chiều dài giữa hai gối đỡ
⇒ B
y
=8125,4.125/400 = 1390,98 (N)
⇒ A
y
= R
4
- B
y
= 4868,44 - 1390,98 = 3477,46(N)
ΣmA
x
= P
4

.a - l.B
x
= 0 ⇒ B
x
= P
4
.a/ l
⇒ B
x
= 12569,26.125/400 = 3591,2(N)
⇒ A
x
= P
4
- B
x
= 12569,26 - 3591,2 = 8978,06(N)
Tính mô men uốn tổng cộng M
u
=
22
uyux
MM +
M
ux
= A
x
.a = 8978,06.125 = 897806[N.mm] = 897,806(N.m)
M
uy

= Q
4
.d/2 - A
y
.a = 45574,84.24,5 - 3477,46.100 =
= - 235662,42[N.mm] = -235,66 (N.m)
⇒ M
u
=
22
897,806235,66 +
= 928219(N.mm) = 928,219 (N.m)
Ứng suất uốn:
τ
x
= M
x
/(0,2.d
3
)

(MN/m
2
)
τ
x
= 579,04/(0,2.(0,054)
3
) =18386424,83(N) = 18,386 (MN/m
2

)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 21 Lớp: 98 C4A
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
M
th
=
22
ux
MM +
=
22
04,597219,928 +
= 1062,5 [N.m] =1062,5.10
-6
(MN.m)
σ
th
= M
th
/(0,1.d
3
) = 1062,5.10
-6
/(0,1.0,054
3
) = 67,476 (MN/m
2
)
Ứng suất tổng hợp cho phép [σ
th

] = 50 ÷ 70 (MN/m
2
)
σ
th
= 67,476(MN/m
2
) < [σ
th
]. Vậy chọn d
4
= 54 (mm)

-

Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 22 Lớp: 98 C4A
B
x
B
y
B
P
4
A
x
A
y
125
275
R

4
235662,42[N.mm]
897806[N.mm]
597040[N.mm]
M
x
M
ux
A
M
uy
c
c
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Hình 4.3 Biểu đồ mô men tay số bốn trục thứ cấp
4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT VÀ CÁC CỤM CỦA HỘP SỐ
4.1. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC VÀ KIỂM TRA ĐỘ CỨNG VỮNG
4.1.1. Chọn sơ bộ kích thước trục:
Khi tính trục số ô tô có thể dùng những công thức kinh nghiệm sau sơ bộ kính
thước của trục [3]:
Đối với trục sơ cấp:
d
1
= 5,3.
3
maxe
M

Ở đây: d
1

: đường kính của trục sơ cấp (mm); M
emax
= 421,4 (Nm) mô men quay cực
đại của động cơ theo đề cho
d
1
= 5,3.
617
= 45,3 ≈ 45 (mm)
Đối với trục trung gian:
d
2
= 72 đã được tính ở phần trước
d
2
/l
2
= 0,16 ÷ 0,18 d
2
/l
2
= 0,16 l
2
= d
2
/0,16 = 72/0,16 = 449,8 (mm)
Đối với trục thứ cấp:
D
3
= 72 đã được tính ở phần trước

D
3
/l
3
= 0,18 ÷ 0,21 d
3
/l
3
= 0,18 l
3
= d
3
/0,18 = 72/0,18 = 400 (mm)
4.1.2. Tính trục theo cứng vững
Trục càng cứng vững sẽ làm tăng độ bền của bánh răng và giảm tiếng ồn khi
làm việc, vì lúc đó các bánh răng không bị vênh. Độ cứng vững của trục được đặt trưng
bởi độ võng góc xoay của trục, tại điểm ấy hai mặt phẳng vuông góc với nhau. Thường
đối với ô tô người ta chỉ kiểm tra trục trung gian và trục thứ cấp. Từ các kính thước đã
tính ở phần trước: Có chiều rộng vành răng b = 32,6(mm); Chiều rộng ổ bi B =
28(mm); Chiều rộng của ống gài đồng tốc: 80(mm). Tổng hợp các kích thước trên ta có
thể chọn khoảng cách trên các trục như sau:
Hình 5.1. Sơ đồ bố trí hộp số thiết kếTrục thứú cấp:
Tay số4
P
4
= 12543,2 (N); Q
4
= 4565,35N); R
4
= 4858,35(N); M

4
= 964,99(Nm)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 23 Lớp: 98 C4A
125
45
90 80
25
35 125
45
90
o0
0
80 25
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Hình 5.2. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 4.
Ở đây để độ võng và góc xoay tại mỗi điểm của dầm do lực tập trung (R
4
) và
mô men tập trung(M
4
) gây ra. Do đó tính độ võng góc xoay của từng lực tác dụng riêng
rẻ, sau đó lấy tổng đơn vị theo số nguyên cộng tác dụng.
Mômen quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]:
J
4
= π.D
4
4
/64
Ở đây: D

4
:đường kính ngoài của trục
D
4
=
x
M
τ
.2,0
3
4
=
20.2,0
99,964
3
= 48,6 ≈ 49(mm)
τ
x
= 15 ÷ 50Mpa chọn τ
x
= 26
J
4
= 3,14.49
4
/64 = 282835,55
Độ võng do lực R
4
gây ra(y
R4

):
y
R4
=
JE
aM
3
.
4
=
400.55,282835.10.1,2.3
275.125.35,4858
5
22
= 0, 0486 (mm)
Độ võng do mô men M
4
gây ra:
y
M4
=

JE
aM
3
.
4
.(-3.a+2.a
2
/l + l) =

=
35,282835.10.1,2.3
125.10.99,964
5
3
.(-3.125 +2.152/400 + 400) = 0,03(mm)
Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 4(y
4
) là:
y
4
= y
R4
+ y
M4
= 0,0487 + 0,036 = 0,085 (mm) < 0,2(mm)
Độ xoắn của trục do lực P
4
gây ra(
4P
θ
) được tính theo công thức sau:
4P
θ
=
).( 3
).(
4
baJE
abbaP

+
−
=
)400.55,282835*10.1,2.3
)125275.(275.125.2,12543
5
−
= 0,0002 (rad) < 0,002(rad)
Vậy khi gài số bốn trục thứ cấp đạt được độ cứng vững.
Tay số 3
P
3
= 19273,37 (N); Q
3
=7014,93(N); R
3
= 7465,14(N); M
3
= 1657,51 (Nm)
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 24 Lớp: 98 C4A
R
4
Q
4
P
4
125
275
P3
Q3

195 205
R3
Đồ án môn học Kết cấu và tính toán ô tô
Hình 5.3. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 3.
Mô men quán tính của trục được tính theo đường kính trục từ công thức[3]:
J
3
= π.D
3
4
/64
Ởí đây: D
3
:đường kính ngoài của trục
D
3
=
x
M
τ
.2,0
3
3
=
26.2,0
10.51,1657
3
3
= 60 (mm)
τ

x
= 15 ÷ 50Mpa chọn τ
x
= 26
J
3
= 3,14.60
4
/64 = 635850
Độ võng do lực R
3
gây ra(y
R3
):
y
R3
=
JE
aM
3
.
3
=
400.635850.10.3
205.195.93,7014
5
22
= 0, 0435 (mm)
Độ võng do mô men M
3

gây ra:
y
M3
=

JE
aM
3
.
3
.(-3.a+2.a
2
/l + l) =
6335850.10.1,2.3
195.10.51,1657
5
3
.(-3.195 + 2.195
2
/400 + 400)

= 0,0248(mm)
Vậy độ võng của trục thứ cấp khi gài số 3(y
3
) là:
y
3
= y
R3
+ y

M3
= 0,0248 + 0,0435 = 0,0683 (mm) < 0,2(mm)
Độ xoắn của trục do lực P
3
gây ra(
3P
θ
) được tính theo công thức sau:

3P
θ
=
).( 3
).(
3
baJE
abbaP
+
−
=
)400.635850.10.1,2.3
)195205.(205.195.5,19273
5
−
= 0,000036 (rad) < 0,002(rad)
Vậy khi gài số ba trục thứ cấp đạt được độ cứng vững.
Tay số 2
P
2
= 27126,63 (N); Q

2
= 9873,2(N); R
2
= 10505,93(N); M
2
= 2821,17(Nm)

Hình 5.4. Sơ đồ lực tác dụng vào bánh răng số 2.
Sinh viên : Hoàng Ngọc Bình 25 Lớp: 98 C4A
R
2
Q
2
P
2
275 125