Đồ án thiết kế hộp số Hộp số trên động cơ xăng

l
TRƯỜNG CAO ĐẲNG KỸ THUẬT CAO THẮNG
KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
---***---

ĐỒ ÁN
TÍNH TỐN THIẾT KẾ Ơ TƠ

Giáo viên hướng dẫn:

Huỳnh Hải Đăng

Sinh viên thực hiện:

Phan Hữu Nhân
Đỗ Duy Pha
Nguyễn Trọng Huy

Lớp: CĐ OTO 20B

Tp Hồ Chí Minh, ngày

tháng

năm 2022


LỜI NĨI ĐẦU
Trong q trình phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội, việc
vận chuyển hàng hố, hành khách có vai trị to lớn. Với việc vận chuyển bằng ơ tơ có
khả năng đáp ứng tốt hơn về nhiều mặt so với các phương tiện vận chuyển khác do đặc

tính đơn giản, an tồn, cơ động. Trong các loại hình vận chuyển thì vận chuyển bằng ơ
tơ là loại hình thích hợp nhất khi vận chuyển trên các loại đường ngắn và trung bình. Ơ
tơ có thể đến được nhiều vùng, nhiều khu vực địa điểm mà các phương tiện vận
chuyển khác khó có thể thực hiện được. Nó có thể đưa đón khách tận nhà, giao hàng
tận nơi, đưa hàng đến tận chân cơng trình...mà giá cước phù hợp với nhu cầu của nhân
dân.
Ngày nay do nhu cầu vận chuyển hàng hoá, hành khách tăng nhanh, mật độ vận
chuyển lớn. Đồng thời cùng với sự mở rộng và phát triển đô thị ngày càng tăng nhanh
thì vận chuyển bằng ơ tơ lại càng có ưu thế. ở các nước cơng nghiệp phát triển, công
nghiệp ô tô là ngành kinh tế mũi nhọn. Trong khi đó ở nước ta ngành cơng nghiệp ơ tơ
mới chỉ dừng lại ở mức khai thác, sử dụng, sửa chữa và bảo dữơng. Những năm 1985
trở về trước các ô tô hoạt động ở Việt Nam đều là ô tô nhập ngoại với nhiều chủng loại
do nhiều công ty ở các nước sản xuất. Từ những năm đầu thập kỷ 90 chúng ta thực
hiện việc liên doanh, liên kết với các cơng ty nước ngồi. Nên ở Việt Nam hiện nay đã
có 14 liên doanh đã và đang hoạt động như: TOYOTA, MERCEDES - BENZ VMC,
DEAWOO, MITSUBISHI, NISSAN, FORD...Ngoài ra còn kể đến một số hãng trong
nước như:Trường Hải, MêKông, Vinasuki, Công ty ô tô 1-5 , Công ty ô tô 3-2 … Tại
những liên doanh này ô tô được lắp ráp trên các dây chuyền công nghệ hiện đại.
Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đã chuyển sang một giai đoạn mới.
Để hoàn thành được bản Đồ án này ngồi sự nỗ lực của bản thân khơng thể khơng
kể đến sự chỉ bảo tận tình của thầy cơ giáo trong bộ môn và nhà trường. Đặc biệt là sự
hướng dẫn của quý thầy cô.


A.

THÔNG SỐ XE YA3-469


Các thông số cơ bản

- Trọng tải, kg

-

-

Khối lượng cho phép của rơ móc
Khối lượng cuả bản thân, kg
Phân bố lên cầu trước
Phân bố lên cầu sau
Trọng lượng toàn tải (kể cả người)
Phân bố cầu trước
Phân bố cầu sau
Khoảng sáng gầm xe dưới trục trước và
sau
Bán kính quay vịng theo vết bánh xe
trước, phía ngồi
Tốc độ cực đại
Quảng đường phanh cực đại 70 km/h
Tiêu hao nhiên liệu khi 30 km/h, 1
lít/100 km
Động cơ
Đường kính xi lanh
Hành trình pít tơng
Dung tích công tác
Tỉ số nén
Thứ tự làm việc
Công suất cực đại
Mô men xoắn cực đại
Caburato

Thiết bị điện
Acquy
Chia điện
Biến áp đánh lửa
Nến đánh lửa
Máy phát
Rơ le điều chỉnh
Máy khởi động
Li hợp
Hộp số
Hộp phân phối
Truyền động chính

-

Tỉ số truyền của hộp số

-

Hộp phân phối
Cặp bánh răng truyền lực chính
Giảm tốc bánh xe
Tỉ số truyền chung của hộp truyền lực
chính
Cơ cấu lái

-

Hệ thống treo trước và sau

-

Phanh công tác

-

Xe YA3-469
600 kg và 2 người hoặc 700 kg
và 1 người
850 kg
1650 kg
890 kg
760 kg
2450 kg
1020 kg
1430 kg
300 mm
6,5 m
100 km/h
53 m
10,6
Động cơ xăng 4 kì 4 xi lanh
92 mm
92 mm
2,445 lít
6,7
1–2–3–4
55,2 kw khi 4000 vịng/phút
17 kGm khi 2200 – 2500 vg/ph
K-129B

12V
6CT-60
P132
B5-A
CH302-A
T250-Ei
PP350
CT230-B2
Ma sát 1 đĩa khô
4 cấp đồng tốc cho số 3 và 4
2 cấp
Bánh răng cơn xoắn; giảm tốc
có bánh răng trụ ăn khớp trong
I: 3,13; II: 2,17; III: 1,44;
IV: 1; Lùi: 5,22
1 và 1,94
2,77
1,94
5,38
Trục vít gồm có 2 lãnh con lăn,
tỉ số truyền 20,3
Trên hai nhíp dọc giảm chấn
thủy lực tác dụng 2 chiều
Phanh tang trống lên các bánh
xe có dẫn động thủy lực


B.

PHẦN TÍNH TỐN

PHẦN 1: TỔNG QUAN VỀ HỘP SỐ
1. Cơng dụng:
Hộp số ôtô thực hiện các nhiệm vụ sau:
- Thay đổi lực kéo tiếp tuyến và số vòng quay của bánh xe chủ động để phù hợp với
lực cản của đường và vận tốc của ôtô theo nhu cầu sử dụng.
- Thực hiện chuyển động lùi cho ơtơ.
- Có thể ngắt dòng truyền lực trong thời gian dài khi động cơ vẫn làm việc.
2. Phân loại:
Tuỳ theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được chia ra:
- Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc:
+ Hộp số có trục cố định.
+ Hộp số có trục di động (hộp số hành tinh).
- Theo số trục của hộp số (không kể trục số lùi):
+ Hộp số hai trục.
+ Hộp số ba trục.
- Theo số cấp (không kể số lùi):
+ Hộp số 2 cấp.
+ Hộp số 3 cấp.
+ Hộp số 4 cấp,
- Theo cơ cấu gài số:
+ Bằng bánh răng di trượt.
+ Bằng bộ đồng tốc.
+ Bằng phanh và ly hợp (đối với hộp số thuỷ cơ).
1


- Theo phương pháp điều khiển:
+ Điều khiển bằng tay.
+ Điều khiển tự động.

+ Điều khiển bán tự động.
3. Yêu cầu:
Hộp số cần đảm bảo các yêu cầu sau:
- Có tỉ số truyền thích hợp để bảo đảm chất lượng động lực học và tính kinh tế nhiên
liệu của ơtơ.
- Có khả năng trích cơng suất ra ngồi để dẫn động các thiết bị phụ.
- Điều khiển sang số đơn giản, nhẹ nhàng.
- Hiệu suất truyền động cao.
- Kết cấu đơn giản, dễ chăm sóc bảo dưỡng.

PHẦN 2: TRÌNH TỰ TÍNH TỐN HỘP SỐ
1. Chọn tỷ số truyền cho hộp số:
Tỉ số truyền của hộp số ô tô được xác định bằng tính tốn lực kéo ở các tay số.
Tỉ số truyền lực được xác định theo cơng thức:

ih1 
•

G.rbx . max
24500.0,38165.0, 2878

 3,16356
M e max .i0 .tl
170.5,3804.0,93

Trong đó:
G: là trọng lượng toàn bộ của xe (N)

rbx : là bán tính bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp (m)

 max : là hệ số cản chuyển động lớn nhất
i0 : là tỉ số truyền lực chính
i0 : là hiệu suất của hệ thống truyền lực

2


Bán kính bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp rbx được tính theo cơng thức:

d
15 


rbx  .r0  .  B  .25, 4  0,945. 8, 4  .25, 4  381,6477
2
2


(mm)
•

Trong đó:  là hế số kể đến sự biến dạng của lộp.
(Lốp áp suất thấp  = 0,930 – 0,935; Lốp áp suất cao  = (0,945 – 0,95)

r0 : bán kính thiết kế (mm)
B: bề rộng của lốp (inch)
d : đường kính vành bánh xe (inch)

Tỷ số truyền của truyền lực chính được xác định:

i0  
•

rbx
0,38165
 37,359.
 5,3804
2,65
2,65

Trong đó:

 : hệ số vòng quay của động cơ
 Đối với xe du lịch:  = 30  40
 Đối với xe tải:  = 40  50
Chọn   37,359
Hiệu suất của hệ thống truyền lực tl thường được tính bằng kinh nghiệm.
Hộp số có 5 cấp với số IV là số truyền thẳng và số V là số truyền tăng thì:

ih1  3,16356
ih 2  3 ih12  3 3,163562  2,15502

ih3  3 ih1  3 3,16356  1, 468

ih 4  1
ih 5 

1
1


 0,68120
3
3 i
3,16356
h1

3


iR  ihr  3,16356

Số truyền cao nhất của hộp số nên làm số truyền thẳng hay số truyền tăng là tùy
thuộc vào thời gian sử dụng. Nên chọn số truyền làm việc nhiều nhất để làm số truyền
thẳng để giảm tiêu hao khi truyền lực và tăng tuổi thọ của hộp số.
2. Chọn sơ đồ động cơ học của hộp số
 Sơ đồ động học của hộp số ba trục
Sơ đồ cấu tạo của hộp số ba trục được thể hiện trên hình 3.9.a. Trục sơ cấp 1 và
trục thứ cấp 2 được bố trí đồng trục với
nhau. Ngồi vỏ hộp số không thể hiện ở
đây, các bộ phận chính của hộp số bao
gồm: Trục sơ cấp 1, trục thứ cấp 2 và
trục trung gian 3, các bánh răng Z1, Z2,
Z3, Z4, Z' 1, Z' 2, Z ' 3, Z' 4, ống gài 4 và
5. Bánh răng Z4 được chế tạo liền với
trục sơ cấp. Các bánh răng trên trục thứ
cấp Z1, Z2, Z3 được quay trơn trên trục.
Còn các bánh răng trên trục trung gian Z'
1, Z' 2, Z' 3, Z' 4 được cố định trên trục.
Các ống gài 4 và 5 liên kết then hoa với
trục và có các vấu răng ở hai phía để ăn

khớp với các bánh răng cần gài.
Hình 1: sơ đồ động học của hộp số ba trục
a. Sơ đồ cấu tạo của hộp số ba trục 4 cấp số
b. Dịng truyền mơ men

4


3. Chọn các thông số kết cấu cơ bản của hộp số
3.1 Chọn khoảng cách giữa các trục (A):
Khoảng cách trục liên quan đến kích thước và trọng lượng của hộp số. Khi
khoảng cách càng tăng thì trọng lượng hộp số càng lớn, đồng thời vận tốc vòng, tiếng
ồn, tải trọng động tang và quá trình gài số càng trở nên phức tạp hơn. Vì vậy, khi chọn
khoảng cách trục A chỉ nên giới hạn từ 160 mm trở lại. Đối với xe tải (A  160
mm),đối với xe du lịch (A = 60  80 mm).
Khoảng cách trục A có thể được xác định theo cơng thức kinh nghiệm sau:
A  a 3 M e max  15,344. 3 170  85,00052

•

(mm)

Trong đó:
M e max

: Mơ men xoắn cực đại của động cơ (Nm)

a : Hệ số kinh nghiệm

+ Đối với xe du lịch: a  14,5 16

+ Đối với xe tải dung động cơ xăng: a  14,5  16
+ Đối với xe tải dung động cơ diesel: a  20,5  21,5
3.2 Chọn mô đun pháp tuyến của bánh răng, mn
Khi chọn mô đun cho các bánh rang hộp số cần đảm bảo các yêu cầu sau:
-

Để giảm tiếng ồn khi làm việc nên giảm mô đun và tang chiều rộng bánh răng

-

Để giảm trọng lượng khi có cùng một khoảng cách các đường tâm thì nên tăng
mô đun và giảm chiều rộng bánh răng

-

Bánh răng phải đủ độ bền

Ở ô tô tải vấn đề giảm tiếng ồn khi làm việc không yêu cầu cao như ô tơ du lịch vì vậy
khi chọn mơ đun đối với ô tô tải nên chú ý đến vấn đề giảm trọng lượng.
Để xác định mô đun pháp tuyến của hộp số chúng ta có thể dựa vào cơng thức sau:

m  (0,032  0,040). A   0, 032  0, 04  .85,00052   2, 72002  3, 40002 
5


Ta chọn m = 3
3.3 Chọn bề rộng của các bánh răng hộp số, b
Có thể chọn theo cơng thức kinh nghiệm:

b  (0,18  0, 24). A

b  (0,18  0, 24).85,00052   15,30009  20, 40012 
Ta chọn b = 20 mm
Tuy nhiên, bề rộng của bánh răng sẻ được điều chỉnh lại khi tính tốn bền răng.
3.4 Xác định số răng của các bánh răng hộp số, zi:
Để xác định được số rnagw của bánh răng chúng ta phải xác định số răng của
bánh răng chủ động za, tỉ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp ia, tỉ số truyền của các
cặp bánh răng ii, rồi từ đó chúng ta sẽ xác định được số răng của các cặp bánh răng (sơ
cấp, thứ cấp, trung gian).
Số răng bánh răng chủ động za trong cặp bánh răng luôn ăn khớp được chọn
theo điều kiện không bị cắt đỉnh với số răng lớn hơn hoặc bằng 18 ( Z a  17) đối với
răng không dịch chỉnh và từ 14 trở lên ( Z a  14) đối với bánh răng dịch chỉnh. Khi
chọn số răng bánh chủ động không nên chọn quá nhỏ để tránh việc khó bố trí ổ bi của
trục thứ cấp.

Hình 2: Sơ đồ tính tốn số răng của hộp số 3 trục
Sau khi chọn được Za, cũng như biết được khoảng cách trục A và mô đun mn, ta
xác định tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp theo công thức sau:
6


ia 

2 A.cos  a
2.85,00052.cos30o
1 
 1  1,72639
mn .Z a
3.18

Trong đó:

ia: tỉ số truyền của cặp bánh răng ln ăn khớp, hiện nay thường

(ia  1, 6  2,5)
 a : góc nghiên răng của cặp bánh răng ln ăn khớp
o
o
o
+ Đối với ô tô du lịch :  a  30  45 chọn  a  35
o
o
+ Đối với ô tô tải:  a  20  30

Số răng của bánh răng bị động của cặp bánh răng ăn luôn ăn khớp Z’a được xác
định:

Z 'a  ia .Z a
Chọn Za = 18 răng  Z 'a  18.1,72639  31,07502
Chọn Z’a = 31 răng
Sau khi tính ta phải quy tròn (số nguyên dương) số răng của bánh răng bị động
của cặp bánh răng luôn ăn khớp Z’a , sau đó tính chính xác lại tỉ số truyền
ia 

Z 'a 31

 1,72222
Z a 18
và khoảng cách A giữa các trục trong hộp số.
Khoảng cách A được tính lại theo công thức sau:
A

mn  Z a  Z a ' mn Z a  1  ia  3. 18  31


 84,87049
2cos  a
2cos  a
2cos30o
(mm)

7


Tỉ số truyền của các cặp bánh răng ở các số truyền là:
i1 

ih1 3,16356

 1,83691
ia 1,72222

i2 

ih 2 2,15502

 1, 25130
ia 1,72222

i3 

ih 3

1, 468

 0,85239
ia 1,72222

i4  1
i5 

ih 5 0,68120

 0,39554
ia 1,72222

ir  i1  1,83691
Với i1; i2; i3; i4; il là tỉ số truyền của tay số 1, 2, 3, 4 và số lùi
Sau khi tính được tỉ số truyền của các tay số ta tiến hành xác định số răng của
các bánh răng trên trục trung gian với giả thiết là chúng có cùng mơđun và góc
nghiêng răng như sau:
2 A.cos  a 2.84,87049.cos30o
Z1 

 17, 27231
mn  1  i1 
3.  1  1,83691

Chọn Z1 = 17 răng
Z2 

2 A.cos  a 2.84,87049.cos30o


 21,76520
mn  1  i2 
3.  1  1, 25130 

Chọn Z2 = 22 răng
Z3 

2 A.cos  a 2.84,87049.cos30o

 26, 45231
mn  1  i3 
3.  1  0,85239 

Chọn Z3 = 26 răng

8


Z4 

2 A.cos  a 2.84,87049.cos30o

 35,11186
mn  1  i5 
3  1  0,39554 

Chọn Z4 = 35 răng
-

Đối với cặp bánh răng lùi:

Ta chọn bánh răng trên trục trung gian Zr = 16 răng

-

-

Bánh răng trên trục lùi Z’’r = 20 răng
Tỉ số truyền của trục trung gian và trục lùi ir1:
20
ir1 
 1, 25
16
Tỉ số truyền của trục lùi và trục thứ cấp ir2:
i
1,83691
 ir 2  r 
 1, 46953
ir1
1, 25
Bánh răng lùi trên trục thứ cấp:

Z 'r  ir 2 .Z ''r  1, 46953.20  29,39056
Chọn Z’r = 29 răng
Khoảng cách giữa trục trung gian và trục lùi:
Ar 

mn .  Z r  Z ''r  3.  16  20 

 54
2cos  r

2 cos 0o

mm

Khoảng cách giữa trục lùi và trục thứ cấp:
Ar1 

mn .  Z 'r  Z ''r  3.  29  20 

 73,5
2cos  r
2cos 0o

mm

Với Z1; Z2; Z3; ... ;Zi - số răng của các bánh răng chủ động tưng ứng với số
truyền 1,2,3,..,i đặt trên trục trung gian.
Để triệt tiêu lực dọc trục trên trục trung gian, cần phải xác định lại góc nghiêng
răng của các bánh răng.

tg 1 

Z1
17
.tg  a  .tg 30o  0,31661
Z 'a
31

 1  17,57o
9

tg  2 

Z2
22
.tg  a  .tg 30o  0, 40973
Z 'a
31

  2  22,3o
tg 3 

Z3
26
.tg  a  .tg 30o  0,48423
Z 'a
31

 3  25,8o
tg  4 

Z4
35
.tg  a  .tg 30o  0,65185
Z 'a
31

  4  33,1o

  r  0o
Với 1 ; 2 ; 3 .. i là góc nghiêng răng của các bánh răng 1,2,3,..,i.
Sau khi xác định được góc nghiêng răng của các bánh răng ta tính chính xác lại
số răng của các răng trên trục trung gian (làm trịn thành số ngun dương) theo cơng
thức:
Z1 

2 A.cos 1 2.84,87049.cos17,56o

 19, 01497
mn  1  i1 
3.  1  1,83691

Chọn Z1 = 19 răng
Z2 

2 A.cos  2 2.84,87049.cos 22,3o

 23, 25264
mn  1  i2 
3. 1  1, 25130 

Chọn Z2 = 23 răng
Z3 

2 A.cos 3 2.84,87049.cos 25,8o

 27, 49979
mn  1  i3 
3.  1  0,85239 

Chọn Z3 = 27 răng
2 A.cos  4 2.84,87049.cos33,1o
Z4 

 33,9642
mn  1  i5 
3.  1  0,39554 

Chọn Z4 = 34 răng

10


Số răng của các bánh răng bị động tương ứng với tỉ số truyền 1,2,3,..,i đặt trên
trục thứ cấp của hộp số là:

Z1'  i1.Z1  1,83694.19  34,90129
Chọn Z1’ = 35 răng

Z 2'  i2 .Z 2  1, 25130.23  28,7799
Chọn Z2’ = 29 răng
Z 3'  i3 .Z 3  0,85239.27  23,01453

Chọn Z3’ = 23 răng
Z 4'  i5 .Z 4  0,39554.34  13, 44836

Chọn Z’4 = 13 răng
Với Z1’ ; Z2’ ; Z3’ ;...; Zi’ lần lượt là số răng của các bánh răng bị động tưng ứng
với số truyền 1,2,3,..,i đặt trên thứ cấp của hộp số và phải được quy tròn sau khi tính

tốn. Sau khi xác định được số răng và mơ đun của các bánh răng, nếu giữ ngun góc
nghiêng răng như đã tính ban đầu thì khoảng cách giữa các trục theo từng cặp bánh
răng ăn khớp sẽ khác nhau. Vì vậy, để khoảng cách trục giống nhau cho từng cặp bánh
răng ăn khớp thì chúng ra phải điều chỉnh lại góc nghiêng răng cho từng cặp bánh răng
hoặc điều chỉnh bằng dịch chuyển răng.
Sau khi xác định được số răng của các bánh răng, chúng ta phải tính lại tỉ số
truyền cho từng cặp bánh răng

ih1 

Z a' .Z1' 31.35

 3,17251
Z a .Z1 18.19

Z a' .Z 2' 31.29
ih 2 

 2,17150
Z a .Z 2 18.23
ih 3 

Z a' .Z 3' 31.23

 1, 46708
Z a .Z 3 18.27

Ih4 = 1
11

ih5 

Z a' .Z 4' 31.13

 0,6585
Z a .Z 4 18.34

Z a' .Z ''r .Z 'r 31.20.29
ihr 

 3,12153
Z a .Z r .Z ''r 18.16.20
Tính chính xác lại các góc nghiêng của các bánh răng:

A

mn .( Z ' Z )
2cos 

Bánh răng 1

cos 1 

mn  Z '1  Z1  3.  35  19 

 0,95440  1  17,37 o
2A
2.84,87049

Bánh răng 2

cos  2 

mn  Z '2  Z 2  3.  29  23

 0,91905   2  23, 21o
2A
2.84,87049

Bánh răng 3

cos  3 

mn  Z '3  Z 3  3.  23  27 

 0,8837   3  27,91o
2A
2.84,87049

Bánh răng 4

cos  4 

mn  Z '4  Z 4  3.  13  34 

 0,83068   4  33,83o
2A
2.84,87049

3.4 Tính tốn bền hộp số
3.4.1 Chế độ tải trọng tính tốn
Khi tính tốn bền các chi tiết và bộ phận của hộp số, mơmen tính tốn thường
được chọn từ mơmen lớn nhất của động cơ:
M t  M emax .ihk . hk

Chọn hiệu suất của từng cặp bánh răng:  hk  0,93
12


M 1  M emax .ih1. 2 hk  170.3,12745.0,93.0,93  466, 46366

N.m

M 2  M emax .ih 2 . 2 hk  170.2,17150.0,93.0,93  319, 28216

N.m

M 3  M emax .ih 3 . 2 hk  170.1, 46708.0,93.0,93  215,70917

N.m

M 5  M emax .ih 5 . 2 hk  170.0,6585.0,93.0,93  96,82123

N.m

Ta nhân 2 lần hiệu suất vì qua 2 cặp bánh răng ăn khớp
M 4  M emax .i4 . hk  170.1  170

N.m

(vì số 4 là truyền thẳng không qua các cặp bánh răng ăn khớp)

M r  M e max .ihl . 3hk  170.3,12153.0,933  426,84017

N.m

(qua 3 cặp bánh răng ăn khớp)
Với

Mt: mô men tính tốn thứ k
Memax: mơ men lớn nhất của động cơ
i hk: tỉ số truyền của hộp số ứng với các số truyền 1, 2, 3,…,k

 hk : hiệu suất truyền lực từ trục sơ cấp đến chi tiết tính tốn thứ k
Chọn  hk = 0,93
Mơ men tính toán của trục sơ cấp Mtsc = Memax = 170 N.m
Mơ men tính tốn của trục trung gian:
M ttg  M emax .ia . hk  170.

31
.0,93  272, 28333
18

Với: ia là tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
Mơ men tính tốn của trục thứ cấp:
M ttc  M ttg .ihi . hk

+ Tại bánh răng số 1 (tay số 1)
13

N.m


35
.272, 28333.0,93  466, 46434
19

M ttc1  i1.M ttg . hk 

N.m

+ Tại bánh răng số 2 (tay số 2)
M ttc 2  i2 .M ttg . hk 

29
.272, 28333.0,93  319, 28180
23

N.m

+ Tại bánh răng số 3 (tay số 3)
23
.272, 28333.0,93  215,70890
27
N.m

M ttc 3  i3 .M ttg .hk 

+ Tại bánh răng số 4 (tay số 5)

M ttc 5  i5 .M ttg . hk 

13
.272, 28333.0,93  96,82075
34

N.m

+ Tại số 4 (tay số 4 truyền thẳng)

M ttc 4  i4 .M tsc  1.170  170

N.m

+ Tại trục lùi
M tr  ir1.M ttg . hk 

20
.272, 28333.0,93  316,52937
16

N.m

+ Tại bánh răng lùi trục thứ cấp:
M ttcr  M tr .ir 2 . hk  316,52937.

29
.0,93  426,83986
20
N.m

Trong trường hợp mơmen tính tốn từ động cơ lớn hơn mơmen tính theo điều
kiện bám thì mơmen tính toán sẽ được chọn theo điều kiện bám và được xác định theo
công thức sau:

Mt 

Với:

G . max .rbx
ihk .i p .io .ic .hk
G

: trọng lượng bám của ô tô (trọng lượng phân bố lên cầu chủ động

14


max : hệ số bám lớn nhất của lốp xe với mặt đường (thường chọn

max  0,7  0,8 )
r bx: - bán kính tính tốn của bánh xe cầu chủ động ( rbx = rl )
rl: bán kính của bánh xe lăn
i p , io , ic

: lần lượt là tỉ số truyền của hộp phân phối, truyền lực chính và

truyền lực cuối (truyền lực bánh xe)
3.4.2 Tính tốn theo bánh răng hộp sơ
 Tính theo ứng suất uốn

Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng được xác định theo cơng thức
Lewis:

u 
•

P.K
b.tn . y

(MN/m2)

Trong đó:
P: lực vòng tác dụng lên răng tại tâm ăn khớp (MN)
K: hệ số bổ sung: tính đến sự tập trung ứng suất ở răng, độ trùng khớp khi các
răng ăn khớp, ma sát bề mặt tiếp xúc, biến dạng ở các ổ đở và trục…
b : bề rộng răng của bánh răng (m)
tn : bước răng pháp tuyến (m)
y : hệ số dạng răng

-

Tính đường kính vịng chia của bánh răng chủ động:
m .Z
d n
cos 

•

Trong đó
mn : là mơ đun của bánh răng đang tính

Z: là số răng của bánh răng đang tính
cos  : là góc nghiên răng của bánh răng đang tính

-

Đường kính vịng chia của bánh răng trên trục sơ cấp:

15


da 
-

mn .Z a
3.18

 62,35383  ra  31,17692
cos  a cos30o
(mm)

Đường kính vịng chia của bánh răng trên trục trung gian:
m .Z '
3.31
d 'a  n a 
 107,38715  r 'a  53,69358
cos  a cos(30o )
(mm)
m .Z
3.19
d1  n 1 

 59,72359  r1  29,8618
cos 1 cos(17,37 o )
(mm)
mn .Z 2
3.23

 75,07617  r2  37,53809
cos  2 cos(23, 21o )
(mm)
m .Z
3.27
d3  n 3 
 91,66173  r3  45,83087
cos 3 cos(27,91o )
(mm)
d2 

mn .Z r
3.16

 48  rr  24
cos  r cos(0o )
(mm)
m .Z
3.34
d4  n 5 
 122,78903  r4  61,39452
cos 5 cos(33,83o )
(mm)
Đường kính vịng chia bánh răng trên trục lùi:

m .Z ''
3.20
d ''r  n r 
 60  r ''r  30
cos   r  cos 0o
(mm)
Đường kính vịng chia của bánh răng trên trục thứ cấp:
m .Z '
3.35
d '1  n 1 
 110,01714  r '1  55,00857
cos 1 cos(17,37)
(mm)
dr 

-

 

-

mn .Z '2
3.29

 94,66126  r '2  47,33063
cos  2 cos(23, 21)
(mm)
m .Z '
3.23
d '3  n 3 

 78,08222  r '3  39,04111
cos 3 cos(27,91)
(mm)
d '2 

mn .Z '4
3.13

 46,94875  r '4  23, 47437
cos  4 cos(33,83)
(mm)
m .Z '
3.29
d 'r  n r 
 87  r ''r  43,5
cos   r  cos  0o 
(mm)
Lực vòng tác dụng lên răng được xác định theo công thức sau:
M
P t
r0
d '4 

-

•

Trong đó:
Mt: Mơmen quay tính tốn tác dụng lên bánh răng:
16

M t  M e max .i.
Mô men quay tác dụng lên bánh răng ở trục sơ cấp:

M tsc  M e max  170 N.m
Mô men quay tác dụng lên các bánh răng ở trục trung gian:
M tg  M e max .ia .  170.

31
.0,93  272, 28333
18

N.m

Mô men quay tác dụng lên trục lùi:
M tr  ir1.M ttg . hk 

20
.272, 28333.0,93  316,52937
16
N.m

i : tỷ số truyền từ động cơ đến bánh răng đang tính.
η – Hiệu suất truyền lực từ động cơ đến bánh răng đang tính.
r0: bán kính vịng chia của bánh răng
-

Lực vịng tác dụng lên bánh răng ở trục sơ cấp:
M tsc

170.106
Pa 

 5, 45275.103
3
ra
31,17692.10

-

Lực vòng tác dụng lên các bánh răng ở trục trung gian:

272.28333.106
P 'a 

 5,07106.103
3
r 'a
53,69358.10

(MN)

M tg

272, 28333.106
P1 

 9,11812.103
3
r1

29,86179.10

(MN)

M tg

P2 
P3 
P4 
Pr 

M tg
r2
M tg
r3
M tg
r4
M tg
rr

272, 28333.10
 7, 25352.103
3
37,53809.10




(MN)

6

272, 28333.10
 5,94105.103
3
45,83087.10




(MN)

6

(MN)

6

272, 28333.10
 4,45127.103
3
61,39452.10
272, 28333.10
24.103
17

6

(MN)

 11,34514.103
(MN)


-

-

Lực vòng tác dụng lên bánh răng trục lùi:
M tr 316,52937.106
P ''r 

 10,55098.103
3
r ''r
30.10
Lực vòng tác dụng lên các bánh răng trục thứ cấp:
M ttc1 466, 46434.10 6
P '1 

 8, 47985.103
3
r '1
55,00857.10

P '2 
P '3 
P '4 
P 'r 

(MN)

(MN)

6

M ttc 2 319, 28180.10

 6,74578.103
3
r '2
47,33063.10

(MN)

6

M ttc 3 215,70890.10

 5,52517.103
3
r '3
39,04111.10

(MN)

6

M ttc5 96,82075.10


 4,12453.103
3
r '4
23, 47438.10
M ttcr 426,83986.10

r 'r
43,5.103

6

(MN)

 9,81241.103

-

Hệ số bổ xung K được tính theo cơng thức sau:
K
1,5
K  
 0,75
K
2

•

Trong đó:

(MN)

K : Hệ số tập trung ứng suất (răng thẳng: 1, 65; răng nghiêng: 1,5)
K  : Hệ số trùng khớp được xác định theo độ trùng khớp tổng hợp 
Nếu   2, 4 thì K = 0,8.
Nếu   2, 4 thì K  = 0,9.
Như vậy, dựa trên số liệu vừa cho ta thừa nhận hệ số trùng khớp K của bánh
răng trụ răng thẳng là 1,46 và bánh răng trụ răng nghiêng là 2.
-

Bề rộng b của răng đối với răng thẳng chọn như sau:

+ Đối với răng bánh răng trụ răng nghiêng:

b  (7  8,6) ms (mm)

18


•

Trong đó:

mn 
ms 


ms : mơđuyn mặt đầu của răng 
cos  

 - góc nghiêng đường răng

msa 

mn
3

 3, 46410
cos  a cos30o

ms1 

mn
3

 3,14335
cos 1 cos17,37 o

ms 2 

mn
3

 3, 26418
cos  2 cos 23, 21o

ms 3 

mn
3

 3,39488

cos 3 cos 27,91o

ms 4 

mn
3

 3,61144
cos  4 cos33,83o

msr 

mn
3

3
cos  r cos 0

Bề rộng các bánh răng:

ba  (7  8,6)msa  (7  8,6).3, 46410  (24, 2487  29,79126) (mm)
Chọn ba = 26 mm

b1  (7  8,6) ms1  (7  8,6).3,14335  (22,00345  27,03281) (mm)
19


Chọn b1 = 24 mm

b2  (7  8,6)ms 2  (7  8,6).3, 26418  (22,84926  28,07195) (mm)

Chọn b2 = 26 mm

b3  (7  8,6)ms 3  (7  8,6).3,39488  (23,76416  29,19597) (mm)
Chọn b3 = 26 mm

b4  (7  8,6)ms 4  (7  8,6).3,61144  (25, 28008  31,05838) (mm)
Chọn b4 = 28 mm

br  (7  8,6) msr  (7  8,6).3  (21  25,8) (mm)
Chọn br = 22 mm
Bước răng pháp tuyến tn được tính như sau:
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng:

tn   .mn   .3  9, 42478

-

Đối với hệ số dạng răng y không điều chỉnh thì chọn theo bảng sau:

20


-

Đối với răng thẳng lấy số răng Z thực tế để chọn, còn đối với răng nghiêng
chọn theo số răng tương đương Ztđ:

Z td 

-

Đối với bánh răng trên trục sơ cấp
+Bánh răng A
21

Z
cos3 