THIẾT KẾ HỘP PHÂN PHỐI TRÊN Ô TÔ

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU……………………………………………… ……………………………………………. 3
MỤC LỤC 1
LỜI NÓI ĐẦU 3
1. TỔNG QUAN VỀ HỘP PHÂN PHỐI (HPP) TRÊN ÔTÔ 4
1.1. Công dụng của hộp phân phối 4
1.2. Yêu cầu của hộp phân phối 4
1.3. Phân loại hộp phân phối 5
2. TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA HPP 11
2.1 Lập giá trị tỷ số phân phối momen của hộp phân phối 11
2.2. Chọn loại/kiểu, sơ đồ động học hộp phân phối 12
3. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA HỘP PHÂN PHỐI 13
3.1 Động học và động lực học hpp có vi sai 13
3.2. Xác định kích thướccơ bản của hộp phân phối 16
3.2.1.Khoảng cách trục hộp số và hộp phân phối 16
3.2.2. Tính kích thước trục hộp phân phối 18
3.2.3. Kích thước bánh răng, ổ đỡ trên hộp phân phối 19
3.3.2.Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp 20
3.3.2.1.Mômen quán tính J1p 22
3.3.2.2Mômen quán tính J2p.iap-2 22
3.3.2.3.Mômen quán tính quy dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấpJ3’ 24
3.3.3. Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc 25
3.3.4. Bán kính ma sát của bộ đồng tốc 26
3.3.5. Chiều rộng bề mặt vành ma sát của bộ đồng tốc 28
3.3.6. Góc nghiêng của bề mặt hãm β 29
TRANG 1
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
3.3.7.Tính toán kiểm tra các thông số cơ bản của bộ đồng tốc 29
3.3.7.1. Mômen ma sát thực tế của đồng tốc 29
3.3.7.2. Thời gian chuyển số thực tế của đồng tốc 30

3.3.7.3.Công trượt của đôi bề mặt côn ma sát đồng tốc 31
3.3.7.4.Công trượt riêng của đôi bề mặt côn ma sát của bộ đồng tốc 32
3.3.8. Kết cấu đồng tốc loại IIb 33
3.4. Bộ khóa visai trong hộp phân phối 33
TÀI LIỆU THAM KHẢO 35
TRANG 2
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
LỜI NÓI ĐẦU
Sau khi học xong môn học lý thuyết ô tô máy công trình, kết cấu và tính toán ô
tô. Sinh viên được giao làm đồ án môn học.Với nền công nghiệp phát triển ngày càng
hiện đại, các nhu cầu trong lao động và cuộc sống của con người càng được nâng cao.
Vấn đề vận chuyển hàng hóa, đi lại của con người là một trong những nhu cầu rất cần
thiết. Ô tô là một loại phương tiện rất phát triển và phổ biến trên thế giới và ở Việt
Nam hiện nay để đáp ứng cho nhu cầu đó. Trong các loại ôtô, xe tải là phương tiện chủ
yếu dùng để chuyên chở hàng hóa.Là một sinh viên ngành động lực, việc tìm hiểu,
nghiên cứu, tính toán và thiết kế các bộ phận, cụm máy, chi tiết trong xe tải là rất thiết
thực và bổ ích. Trong khuôn khổ giới hạn của một đồ án môn học, em được giao
nhiệm vụ thiết kế và tính toán hộp phân phối xe tải. Công việc này đã giúp cho em
bước đầu làm quen với công việc thiết kế mà em đã được học ở trường để ứng dụng
cho thực tế, đồng thời nó còn giúp cho em cũng cố lại kiến thức sau khi đã học các
môn lý thuyết trước đó.Dưới sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo TS. Lê Văn Tụyvà
sự nổ lực của bản thân, sau một khoảng thời gian cho phép em đã hoàn thành được đồ
án của mình. Vì bước đầu tính toán thiết kế còn rất bỡ ngỡ cho nên không tránh khỏi
những sai sót, nhầm lẫn. Do vậy, em rất mong các thầy thông cảm và chỉ bảo thêm để
em được hoàn thiện hơn trong quá trình học tập của mình.
Đà Nẵng, ngày 12.01.2012.
Sinh viên
Lê Hoàng Thảo
TRANG 3
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY

1. TỔNG QUAN VỀ HỘP PHÂN PHỐI (HPP) TRÊN ÔTÔ
1.1. Công dụng của hộp phân phối
Đối với ô tô thường xuyên làm việc ở những nơi đường đất hoặc những nơi chưa
làm đường thì ôtô được thiết kế với nhiều cầu chủ động. Trong trường hợp này, cần
phải có hộp phân phối để phân phối công suất từ động cơ (sau khi đã qua hộp số) đến
các cầu hoặc các bánh xe chủ động.Trong hộp phân phối (hpp) thường bố trí thêm một
số truyền nhằm tăng lực kéo cho bánh xe chủ động khi cần thiết.
Hình 1.1 bố trí chung của hpp trên ôtô
1.2. Yêu cầu của hộp phân phối
Để đảm bảo công dụng nêu trên, ngoài các yêu cầu chung về hiệu suất, sức bền và
kết cấu gọn, hộp phân phối ô tô và máy kéo còn phải thõa mãn các yêu cầu đặc trưng
sau:
- Hộp phân phối ô tô, máy kéo phải đảm bảo việc phân phối đủ mô men đến các cầu
(hoặc bánh xe) chủ động theo tỷ lệ khối lượng ô tô phân bố lên các cầu (hoặc
bánh xe chủ động). Có như vậy thì mô men xoắn truyền đến các bánh xe mới phát
huy hết tác dụng, tức là không bị vượt momen bám đối với bất kì bánh xe riêng
biệt nào.
- Tốc độ tịnh tiến các bánh xe ko bị trượt quay, trượt lết trong bất kỳ điều kiện làm
việc nào. Nghĩa là cho phép tốc độ góc của bánh xe được quay với tốc độ bất kỳ
kể cả khi bán kính làm việc của bánh xe khác nhau do áp suất lốp không đều hoặc
TRANG 4
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
do tải trọng phân bố lên các bánh xe khác nhau. Yêu cầu này còn đảm bảo cho
bánh xe đi vào đường vòng hoặc qua đường nhấp nhô một cách linh hoạt mà ko bị
trượt (lúc này quỹ đạo chuyển động của các bánh xe khác nhau).
- Đảm bảo các kích thước bánh răng phải thật chính xác mục đích là ko làm sai lệch
tỷ số truyền mô men khi phân chia công suất ra các cầu chủ động.
- Đảm bảo các khớp gài ra vào nhẹ nhàng, lái xe không phải dùng thêm nhiều lực.
- Yêu cầu của hpp là phải hoạt động tốt, ổn định, tuổi thọ cao và giá thành phải phù
hợp khi đi kèm trên xe.

1.3. Phân loại hộp phân phối
Với các yêu cầu nêu trên tùy theo nguyên lý và kết cấu, hiện nay hộp phân phối có
thể phân loại theo một số tiêu chí cơ bản sau:
- Tùy theo cấp số truyền hộp phân phối người ta chia ra:
+ Hộp phân phối một cấp số truyền.
Hình 1.2. Các dạng sơ đồ cấu tạo của hộp phân phối một cấp
a. dạng một cấp có khớp gài, b. dạng một cấp vi sai côn
c. dạng một cấp có vi sai trụ
+ Hộp phân phối hai cấp số truyền.
Trong hộp phân phối 2 cấp số truyền, thường bố trí một cấp số truyền thẳng có tỉ
số truyền i= 1 và một cấp số truyền có tỉ số i > 1. Riêng đối với hpp tăng tốc liên hợp
thì tỷ số truyền tăng tốc phải bé hơn 1. Lý do là tỷ số truyền tăng tốc i
tt
= ω
c
/ω
2
= R
2
/
(R
1
+R
2
)< 1, như vậy tốc độ sau khi ra khỏi hpp sẻ tăng lên (ω
c
< ω
2
)
TRANG 5

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Hình 1.3. Các dạng sơ đồ cấu tạo hộp phân phối 2 cấp
- Tùy theo nguyên lý truyền động có thể chia ra 2 loại:
+ Hộp phân phối không sử dụng bộ vi sai
+ Hộp phân phối có sử dụng bộ si sai
Hộp phân phối không sử dụng bộ vi sai có thể được thiết kế cho ô tô có sự phân bố
khối lượng lên các cầu bằng nhau. Tuy vậy hộp phân phối phải có cơ cấu điều khiển
ngắt tự động (hoặc bằng tay) để ngắt truyền động đến một trong 2 cầu khi xe hoạt
động trên đường có hệ số bám cao (đường bê tông, đường nhựa). có như vậy hộp phân
phối mới đảm bảo yêu cầu thứ 2. Nếu không hoặc sẽ gây ra trượt giữa lốp với mặt
đường cứng làm mòn nhanh lốp, hoặc sẽ gây ra tải trọng cưỡng bức lớn tác dụng lên
các chi tiết trong hệ thống truyền lực làm giảm tuổi thọ các chi tiết.
Hình 1.4: Hộp phân phối không dùng vi sai
a: hộp phân phối trên ôtô tatra-138,b: ôtô henschel
TRANG 6
a)
b)
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Cả hai sơ đồ hộp phân phối trên đều kết hợp thiết kế thêm hộp phân phối phụ để
tạo ra khả năng thích nghi cho xe hoạt động trên hai loại đường khác nhau. Khi chạy
trên đường tốt, sử dụng số cao của số phụ (2p có giá trị gần bằng 1), và phải cắt truyền
động dẫn ra cầu trước (I), (vị trí OF trên hình vẽ) để tránh mòn lốp và cưỡng bức các
chi tiết. Khi chuyển động vào đường xấu, hệ số bám thấp phải sử dụng thêm cầu chủ
động trước I (vị trí gài ON) để tăng lực bám cho xe và thường phải gài về số phụ thấp
(1p có giá tỷ số truyền lớn hơn 1) nhằm tăng momen xoắn truyền đến các bánh xe chủ
động đáp ứng với lực cản tăng lên khi hoạt động trên đường xấu.
Nhược điểm của sơ đồ trên là hiệu suất truyền chung của hộp phân phối thấp.
Hình 1.5: Hộp phân phối không dùng vi sai (có truyền thẳng D cho trục II)
a: hộp phân phối ô tô austin gipsy
b: hộp phân phối ô tô Zil-131

Hộp phân phối ở hình 1.5 là hộp phân phối không vi sai có trục dẫn động cho cầu
sau đồng tâm với trục vào hộp phân phối. Khi chạy trên đường tốt, sử dụng số truyền
thẳng D (nối cứng trục vào hộp phân phối với trục ra cầu sau II), lúc đó phải cắt truyền
động dẫn ra cầu trước (I) (vị trí OF trên hình vẽ).Nhờ kết cấu đồng tâm của trục dẫn
động cho cầu sau (II) với trục vào hộp phân phối nên hiệu suất của hộp phân phối bây
giờ rất cao (nếu bỏ qua ma sát trong các ổ và khuấy dầu thì có thể xem hiệu suất bằng
1). Khi chuyển động vào đường xấu, hệ số bám thấp phải sử dụng thêm cầu chủ động
trước I (vị trí gài ON) đồng thời phải gài về số phụ thấp (1
p
có giá trị tỷ số truyền lớn
hơn 1) nhằm tăng momen xoắn truyền đến các bánh xe chủ động đáp ứng với lực cản
TRANG 7
a)
b)
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
tăng lên khi hoạt động trên đường xấu, thì hiệu suất của hộp phân phối thấp (vì phải
qua ít nhất 2 cặp bánh răng truyền động.
Ưu điểm chung:
+ Đảm bảo tính cơ động tốt.
+ Đặc biệt không bị “hiện tượng sa lầy”như kiểu hộp phân phối có vi sai.
Nhược điểm:
+ Tiêu hao nhiên liệu.
+ Gây thêm tải trọng phụ cho hệ thống truyền lực.
- Tùy theo tính chất phân phối momen của vi sai:
 Hộp phân phối sử dụng vi sai đối xứng
 Hộp phân phối sử dụng vi sai không đối xứng
Hộp phân phối sử dụng bộ vi sai không đối xứng được thiết kế cho ô tô có sự phân
bố khối lượng lên các cầu không bằng nhau.Nhờ nguyên lý của vi sai kiểu này mà đảm
bảo được yêu cầu thứ 1 khi khối lượng ô tô phân bố lên các cầu khác nhau rõ rệt.
- Theo công dụng của hộp phân phối:

 Hộp phân phối momen giữa các cầu
 Hộp phân phối momen ra các bánh xe
Hộp phân phối momen ra các bánh xe thường là loại vi sai đối xứng.
Hình 1.6. Hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng giữa hai bánh xe
Trên hình 1.6 là hộp phân phối kiểu vi sai đối xứng được dùng để phân phối
momen nhận được từ cac-đăng để vào cầu chủ động (INPUT), thông qua bộ truyền lực
chính bánh răng côn, momen truyền lên thân hộp phân phối. Momen từ thân sẽ truyền
vào bên trong cho bộ truyền vi sai thông qua các chốt (trục di động của bánh răng vệ
TRANG 8
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
tinh). Rồi từ đây thông qua các bánh răng vệ tinh, momen sẽ được truyền cho các bánh
răng dẫn động 2 trục ra I và II để đến 2 bánh xe chủ động. Do bộ truyền vi sai kiểu đối
xứng (hai bánh răng dẫn động hai trục có kích thước và số răng giống nhau) nên
momen xoắn truyền đến các trục bằng nhau. Tuy nhiên, nhờ tính chất vi sai, nên hai
trục có thể quay với vận tốc góc bất kỳ, linh hoạt theo sự chuyển động của các bánh
xe.
Hộp phân phối momen ra các cầu có thể đối xứng hoặc không đối xứng.
Hộp phân phối momen không đối xứng được áp dụng cho momen phân bố đến các
cầu không bằng nhau.
Hình 1.7.hộp phân phối kiểu vi sai không đối xứng giữa các cầu.
Trên hình 1.7 là sơ đồ động học kiểu hộp phân phối có vi sai không đối xứng áp
dụng phổ biến trên xe có kiểu bố trí bánh xe 6x6. Trong hộp phân phối này cũng thiết
kế thêm hai số truyền phụ nhằm thay đổi lực kéo tương ứng với lực cản chuyển động
trong hai loại địa hình khác biệt nhau (hình 1.7a).
Tuy nhiên đối với xe đã có hộp phân phối phụ riêng (tức là đã thiết kế hộp phân
phối phụ ngay sau hộp phân phối chính) thì trong hộp phân phối không cần bố trí thêm
hộp phân phối phụ (hình 1.7b) để nâng cao hiệu suất của hộp phân phối và do đó nâng
cao hiệu suất chung của cơ cấu truyền lực. Song nhất thiết phải có cơ cấu khóa vi sai K
để khắc phục hiện tượng “ cầu bị sa lầy”.
- Theo tính chất biến đổi momen phân ra các trục:

 Hộp phân phối có momen ma sát trong thấp
 Hộp phân phối có momen ma sát trong cao
TRANG 9
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Thông thường thiết kế hộp phân phối có momen ma sát trong là thấp nhằm mục
đích đạt yêu cầu chung về hiệu suất truyền động cao. Tuy nhiên, trong một số trường
hợp đặc biệt (xe quân sự cần vượt địa hình nhanh- kể cả lầy lội) cần thiết phải thiết kế
hộp phân phối có momen ma sát trong là cao nhắm đảm bảo khả năng tự vượt lầy
nhanh cần thiết cho xe.
Ngoài các loại đã được nêu trên thì hiện nay có loại mới và ngày càng được sử dụng
rộng rãi, đó là hộp phân phối kiểu vi sai- bộ tăng tốc liên hợp.
Điểm khác biệt cơ bản của hộp này và các các hộp khác là nó vừa làm nhiệm vụ của
bộ vi sai, vừa làm nhiệm vụ tăng tốc sau khi ra khỏi hộp.
Sơ đồ động học của hộp phân phối:
Hình 1.8: Sơ đồ động học hộp phân phối và bộ tăng tốc liên hợp
Hộp phân phối kiểu vi sai ko đối xứng được thiết kế liên hợp, vừa làm nhiệm vụ
phân phối vừa có thể làm hộp tăng tốc, tức là tốc độ ra khỏi hộp phân phối sẽ có tốc độ
góc lớn hơn tốc độ vào hộp phân phối khi ô tô chuyển động trên đường tốt. Việc
chuyển đổi chức năng thực hiện đơn giản qua việc thay đổi cơ cấu khóa liên hợp mà
ko làm thay đổi cấu trúc bộ truyền động của hộp phân phối. Khi chuyển cơ cấu khóa vi
sai thành cơ cấu ngắt cầu trước đồng thời cố định lên vỏ cầu, ta sẽ chuyển bộ vi sai
thành cơ cấu hành tinh, và do đó biến hộp phân phối thành hộp tăng tốc cho ô tô.
Nguyên lý làm việc: Công suất được truyền từ hộp số đến hộp phân phối, công suất
được truyền đến vỏ vi sai qua cặp bánh răng số truyền thẳng. Từ vỏ vi sai công suất
TRANG 10
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
đến bánh răng vệ tinh qua chốt lắp chặt trên vỏ vi sai ( cần C của cơ cấu vi sai) từ đó
nếu:
• Đồng tốc ở vị trí K
1

khóa cần C với bánh răng trung tâm. Lúc đó công suất
được chia làm 2 dòng ra cầu trước và sau.
• Đồng tốc ở vị trí K
3
thì đồng tốc sẽ làm nhiệm vụ nối trục I với bánh răng trung
tâm và giải phóng cầu trước đồng thời cố định bánh răng trung tâm của vỏ vi
sai lên cầu để biến bộ vi sai thành cơ cấu hành tinh làm việc theo kiểu bộ truyền
tăng tốc cho xe khi chuyển động trên đường tốt, hoặc khi xe lên dốc.
2. TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA HPP
2.1 Lập giá trị tỷ số phân phối momen của hộp phân phối
Để lực kéo truyền đến các bánh xekhông vượt quá lực bám thì momen phân phối ra
các cầu tỷ lệ với khối lượng phân bố lên các cầu đó. Momen lớn nhất có thể truyền đến
các cầu không được vượt quá momen bám trên các cầu, tức là momen phân phối ra các
cầu:
Trong đó:
-G
1
, G
2
: tương ứng là khối lượng phân bố lên cầu trước (1), cầu sau (2) [kg]
-φ
1
, φ
2
: tương ứng là hệ số bám giữa lốp với mặt đường ở cầu trước và sau [-]
-R
bx1,2
: tương ứng là bán kính làm việc của bánh xe trước, sau [m]
-i
01,2

: tương ứng là tỷ số truyền của truyền lực chính cầu trước, sau.
-
,2
: tương ứng hiệu suất từ hộp phân phối đến các cầu trước, sau.
-g: gia tốc trọng trường, trong tính toán lấy g = 9,81[m/s
2
]
Trong điều kiện làm việc “chuẩn”, ( xe chuyển động thẳng trong điều kiện đường
phẳng, bán kính làm việc của các bánh xe bằng nhau, ) ta có thể giả thiết các thông số
kết cấu cũng như các thông số vận hành của cầu trước, cầu sau của xe là như nhau
(như bán kính làm việc bánh xe:R
bx1
=R
bx2
, tỷ số truyền lực chính i
0
:i
01
= i
02
, hiệu suất
truyền lực , hệ số bám giữa lốp với mặt đường φ(φ
1
= φ
2
).
Tỷ số momen yêu cầu truyền đến cầu trước/cầu sau:
TRANG 11
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
2.2. Chọn loại/kiểu, sơ đồ động học hộp phân phối

Theo giá trị tỷ số phân bố momen lên các cầu và đặc điểm của hộp phân phối đã
trình bày ở phần trước ta chọn loại hộp phân phối thiết kế trên xetảilà hộp phân
phốikiểu vi sai không đối xứng loại hộp phân phối và bộ tăng tốc liên hợp.Sơ đồ động
học của hộp phân phối:
Hình 2.1: Sơ đồ động học hộp phân phối và bộ tăng tốc liên hợp
Hộp phân phối kiểu vi sai ko đối xứng được thiết kế liên hợp, vừa làm nhiệm vụ
phân phối vừa có thể làm hộp tăng tốc, tức là tốc độ ra khỏi hộp phân phối sẽ có tốc độ
góc lớn hơn tốc độ vào hộp phân phối khi ô tô chuyển động trên đường tốt. Việc
chuyển đổi chức năng thực hiện đơn giản qua việc thay đổi cơ cấu khóa liên hợp mà
ko làm thay đổi cấu trúc bộ truyền động của hộp phân phối. Khi chuyển cơ cấu khóa vi
sai thành cơ cấu ngắt cầu trước đồng thời cố định lên vỏ cầu, ta sẽ chuyển bộ vi sai
thành cơ cấu hành tinh, và do đó biến hộp phân phối thành hộp tăng tốc cho ô tô.
Nguyên lý làm việc: Công suất được truyền từ hộp số đên hộp phân phối, công suất
được truyền đến vỏ vi sai qua cặp bánh răng số truyền thẳng. Từ vỏ vi sai công suất
đến bánh răng vệ tinh qua chốt lắp chặt trên vỏ vi sai ( cần C của cơ cấu vi sai) từ đó
nếu:
• Đồng tốc ở vị trí K
1
khóa cần C với bánh răng trung tâm. Lúc đó công suất
được chia làm 2 dòng ra cầu trước và sau.
• Đồng tốc ở vị trí K
3
thì đồng tốc sẽ làm nhiệm vụ nối trục I với bánh răng trung
tâm và giải phóng cầu trước đồng thời cố định bánh răng trung tâm của vỏ vi
TRANG 12
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
sai lên cầu để biến bộ vi sai thành cơ cấu hành tinh làm việc theo kiểu bộ truyền
tăng tốc cho xe khi chuyển động trên đường tốt, hoặc khi xe lên dốc.
3. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA HỘP PHÂN PHỐI
3.1 Động học và động lực học hpp có vi sai

Theo tài liệu [I] ta cósơ đồ động học hộp phân phối:
Hình 3.1. Sơ đồ động học HPP
R
1
: Bán kính vòng chia của bánh răng trung tâm.
R
2
: Bán kính vòng chia của bánh răng bao.
R
c
: Khoảng cách từ tâm trục của bánh răng vệ tinh ( điểm đặt lực P
c
) đến tâm trục
quay của các trục I và II.
Ta có momen truyền từ bánh răng vệ tính đến các trục là tỷ lệ với bán kính vòng
chia của bánh răng dẫn động trục:
Mà đường kính vòng lăn bánh răng được tính: D =m.Z
Trong đó: m- môdun của bánh răng.
Z- số răng của bánh răng.
==> R : bán kính vòng chia được tính:
TRANG 13
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
R=
==> = =
==> = 0,579 (*)
Trong đó:
Z
1
: là số răng của bánh răng trung tâm
Z

2
: là số răng của bánh răng bao
Theo tài liệu [I] phần thiết kế hộp phân phối phụ ta có số răng của bánh răng hộp
phân phối phụ kiểu hành tinh được tính:
Z
2
– Z
1
=2.Z
g
Trong đó: Zg: số răng của bánh răng vệ tinh
Theo tài liệu [III] Zg được chọn không bé hơn 17 để tránh hiện tượng cắt chân
răng. Chọn Z
g
= 18
==> Z
2
– Z
1
=36 (**)
Từ (*) và (**) ta có hệ phương trìnhlà:
Giải ra ta được z
1
= 50; z
2
=86
TRANG 14
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Mà ta có :
Các bánh răng trong kết cấu hành tinh chỉ cần răng thẳng môđun thường được

chọn trong khoảng: m= 2,75 ÷ 3,5
Chọn m =3==>
Theo quan hệ kích thước của vi sai ta có:
2R
c
=R
1
+ R
2
==> R
c
= (75+129)/2= 102 (mm)
Từ đây ta tính được khoảng cách trục giữa bánh răng trung tâm và các bánh răng
vệ tinh như sau:
A
ht
= R
1
+R
g
=R
2
-R
g
= 75+27=129-27=102(mm)
Theo tài liệu [III] ta có các thông số cơ bản của bánh răng bộ truyền bánh răng trụ
răng thẳng:
- Đường kính vòng lăn:
D
i

=m.Z
i
==> D
1
= 150 (mm), D
2
= 258 (mm), D
g
= 54 (mm)
- Chiều cao răng:
h= h
a
+ h
i
mà h
a
=m; h
i
= 1,25.m
do đó h= 2,25.m= 2,25.3=6.75
- Đường kính vòng đỉnh:
D
ai
= D
i
+ 2.h
a
==> D
a1
= 156 (mm); D

a2
= 264(mm); D
ag
= 60(mm)
- Đường kính vòng chân:
D
ki
= D
i
– 2.h
i
==> D
k1
= 142,5(mm); D
k2
= 250,5(mm); D
kg
= 46,5(mm)
TRANG 15
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Từ số răng của các bánh răng trong hệ hành tinh ta thấy:
Z
1
+ Z
g
= Z
2
- Z
g
nên các bánh răng không cần dịch chỉnh.

Với các số răng các bánh răng như vậy cũng đã thõa mãn điều kiện lắp và điều
kiện đồng trục trong hệ hành tinh.
3.2. Xác định kích thướccơ bản của hộp phân phối
3.2.1.Khoảng cách trục hộp số và hộp phân phối
- Theo tài liệu [II] ta có công thức kinh nghiệm tính khoảng cách trục của
hộp phân phối:
A= k
a
.
k
a
: hệ số kinh nghiệm, có giá trị nằm trong khoảng sau :
Đối với xe du lịch: k
a
=8,9 : 9,3
Đối với xe vận tải: k
a
= 8,6 : 9,6
Vì xe thiết kế là xe tải, dùng số truyền tăng nên ta chọn k
a
= 9,6
M
emax
: Momen xoắn cực đại của động cơ M
emax
= 275 [N.m]
Giá trị tỷ số truyền thấp nhất
1h
i
được xác định theo điều kiện kéo

te
bxa
h
iM
rG
i
η
ψ


0max
max
1
≥
Trong đó :
a
G
: trọng lượng toàn bộ của xe [N].
max
ψ
: hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường.
bx
r
: Bán kính làm việc của xe [m].
t
η
=( 0,85
÷
0,93 ) Hiệu suất của hệ thống truyền lực
Chọn η

t
=0,89 (xe tải nhỏ, động cơ xăng)
TRANG 16
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Tỷ số truyền lực chính i
0
:
max
max
0
.
ahn
bxe
Vi
R
i
ω
=
Trong đó :
maxe
ω
: tốc độ góc lớn nhất của động cơ (rad/s). Được xác định như sau:
Đối với xe tải, khách chạy bằng động cơ xăng thì:
maxe
ω
= (0,8÷1)
n
ω
N
ω

: vận tốc góc tại công suất lớn nhất (rad/s).
Chọn
maxe
ω
= 0,9
n
ω
n
ω
= = = 439,824 (rad/s)
Vậy
maxe
ω
= 0,9
n
ω
= 0,9.439,824= 395,84 (rad/s)
V
amax
: vận tốc lớn nhất của xe.
V
amax
= 120 (km/h)= 33,3(m/s)
R
bx
: bán kính bánh xe
R
bx
= 350 (mm)= 0,35 (m)
Ta tính được:

i
0
= = 4,16
Suy ra:
i
h1
= = 3,34
TRANG 17
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Từ đó ta tính được khoảng cách trục hộp số là:
A= 9,6 . = 93,32 (mm) chọn A= 94 (mm)
A
ht
: khoảng cách trục giữa bánh răng trung tâm và các bánh răng vệ tinh trong hpp
A
ht
= R
1
+R
g
=R
2
-R
g
= 75+27=129-27=102(mm)
3.2.2. Tính kích thước trục hộp phân phối
Với sơ đồ đã chọn, ta có trục vào của hpp được gắn với trục ra của hộp số nên
mô men của trục vào hpp sẻ là mô men trục ra của hộp số. Gọi M
1
là mô men của

trục hộp phân phối (trục sơ cấp)
Khi đó M
1
= M
emax
.i
h1
=275.3,34= 981,5 (N.m)
i
h1
: tỷ số truyền ở tay số 1 là tay số thấp nhất, mục đích chọn i
h1
mà ko phải chọn
i
h
khác là ta do lấy mô men ra là lớn nhất, khi đó ta mong muốn rằng hpp phải
truyền mô men ra các cầu đúng bằng mô men từ hộp số truyền xuống (ko hao phí
công suất của ĐC).
Từ đó ta tính được các thong số lần lượt như sau:
• Với trục sơ cấp:
Đường kính trục sơ cấp hpp và chiều dài trục
d
1
= k
d
. = 4,6. = 45,54 [mm]
kd: hệ số kinh nghiệm, kd= 4÷4,6. Chọn k
d
=4,6
chọn d

1
= 46 [mm] suy ra bán kính r
1
= 23 [mm]
==> Chiều dài trục sơ cấp được tính:
l
1
= d
1
/(0,16 ÷ 0,18)
chọn l
1
= = = 287,5 (mm), chọn l
1
= 288 [mm]
• Đối với trục trung gian ( Cần C của cơ cấu vi sai) thì ta tính theo khoảng
cách A
ht
tức là:
d
c
= 0,45. A
ht
= 0,45.102 = 45,9(mm). Chọn d
c
= 46 (mm)
==>r
c
= 23 [mm]
TRANG 18

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
* Đối với trục thứ 2 ta có thể chọn các thông số giống như trục sơ cấp. Vì
yêu cầu tính hpp ko đặt nặng vào phần trên mà chỉ chú trọng vào phần vi sai, các
thông số để vẽ ra kết cấu chỉ ưu tiên tính cho phần từ vi sai đưa ra 2 cầu.
• Đối với trục thứ cấp, ta phải tính mô men truyền xuống trục ra của hpp.
Ta có:
M
tt
=
Với (i=1÷2) là mô men truyền ra cầu trước và cầu sau.
Mặt khác M
tt
= (G
a
.Ψ
max
.R
bx
)/(i
0
.i
t
)
G
a
: trọng lượng của xe khi toàn tải
G
a
= 3000.9,81= 29430 (N)
Ψ

max
= 0,33
R
bx
= 0,35 (m)
i
0
: tỷ số truyền lực chính
i
t
: tỷ số truyền của bánh răng gài cầu trước với bánh răng lắp cố định trên
trục dẫ động cầu trước
i
t
= (1,03÷1,09)
chọn i
t
= 1,08
như vậy ta tính được M
tt
= = 756,58 (N.m)
Có thể tính đường kính trục sơ bộ tại vị trí nhỏ nhất như sau:
d
tt
= k
d
. = 4,6. = 41,92 (mm)
chọn d
tt
= 42 (mm). Như vậy chiều dài của mỗi trục sẻ là

l
tti
> d
tt
/0,18= 42/0,18=233,33 (mm)
kích thước của mỗi trục thứ cấp sẻ phải lớn hơn 233 (mm)
3.2.3. Kích thước bánh răng, ổ đỡ trên hộp phân phối
• Chiều rộng bánh răng: được xác định theo công thức sau:
b ( 0,19 ÷ 0,23).A
pp
TRANG 19
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
b 2.( 0,19 ÷ 0,23).A
ht
khoảng cách trục phân phối lại phụ thuộc vào khoảng cách trục A
ht
, sơ bộ
ta thấy A
ht
≤ do đó nếu tính theo A
ht
thì ta phải nhân đôi thêm.
Chọn b 2.0,23.102 46,92(mm)
Chọn b= 48 (mm)
• Chiều rộng ổ đỡ: đối với ô tô vận tải:
B 0,20 ÷ 0,25).A
pp
Tương tự như trên, ta nhân đôi khi lấy thông số theo A
ht
Chọn B = 2.0,2.102==> B= 40,8(mm), chọn B= 40 (mm)

• Chiều rộng đồng tốc:
Đối với ô tô vận tải:
H (0,40 ÷ 0,55).A
pp
Chọn H = 2.0,4.102==> H=81,6(mm), chọn H= 82 (mm)
• Xác định các kích thước cơ bản của các bánh răngtrục trung gian và trục sơ cấpsố
truyền thẳng của hộp phân phối.
Các cặp bánh răng ở trục sơ cấp và trục 2 làm việc theo tỷ số truyền bằng 1. Kết
cấu của phần này chỉ được vẽ khi đã hoàn thành công đoạn vẽ bánh răng hành tinh,
từ đó dựa vào tỷ số truyền 1-1 để vẽ nên kết cấu.
3.3. Xác định các thông số cơ bản của đồng tốc hộp phân phối
3.3.1. Tỷ số truyền của hộp phân phối
• Khi khóa K ở vị trí K
1
: Khóa cần C với bánh răng trung tâm thì tỷ số truyền
i
p1
=1
• Khi khóa K ở vị trí K
2
: i
p2
= 2
3.3.2.Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp
Đối với đồng tốc của hộp phân phối thì thành phần momen quán tính của trục sơ
cấp J
1
chính là momen quán tính của trục thứ cấp hộp số chính ( bao gồm tất cả các chi
tiết cố định trên đó như các bộ đồng tốc, ống gài… của hộp số chính) cộng với momen
TRANG 20

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
quán tính tổng cộng J
Σ
của hộp số chính qui dẫn về trục thứ cấp của hộp số chính ( tức
là trục sơ cấp của hộp phân phối). Nghĩa là:
J
Σp
= (J
1p
+ J
Σ
.i
h1
2
) +j
2p
. +
2
1
.
mp
zjp jp
jp
J i
−
=
∑
Trong đó:J
Σ
= J

1
+ J
2
.i
a
-2
+
∑
=
−
m
k
kZ
iJ
k
1
2
.
+ J
l
.i
l
-2
Kết quả của j
Σ
được lấy từ phần tính hộp phân phối xe tải nhóm 3:
j
Σ
= 12757,843 (kg.mm
2

)
suy ra: J
Σ
. = 12757,843.3,34
2
= 142321,39 (kg.mm
2
)
J
1p
- Mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp phân phối(kg.m
2
).
J
2p
- Mômen quán tính khối lượng của trục trung gian và tất cả các chi tiết gắn trên
trục trung gian (kg.m
2
).
i
ap
- Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp của hộp phân phối.
J
Zjp
- Mômen quán tính khối lượng của bánh răng bị động quay trơn trên trục thứ
cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian, của cặp bánh răng
gài số thứj(kg.m
2
).
i

jp
- Tỷ số truyền của hộp phân phối ứng với cặp bánh răng gài số thứj.
m
p
- số lượng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (thường xuyên ăn khớp với
bánh răng chủ động trên trục trung gian).
J
j
- Mômen quán tính khối lượng của bánh răng gài số lùi có quan hệ động học
thường xuyên với bánh răng trên trục trung gian cùng với khối lượng quaytheo khác
qui dẫn về trục của nó (kg.m
2
)
i
jp
- Tỷ số truyền các cặp bánh răng số lùi.
TRANG 21
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
3.3.2.1.Mômen quán tính J
1p
J
1p
=J
tr1p
+J
đbđ
J
đbđ
: Nếu là hộp số thì nó là mô men quán tính khối lượng của đĩa bị động ly hợp.
Do đây là HPP nên J

đbđ
=0
J
tr1p
- mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộpphân phối:
4
1 1
1
. . .
2
p tr p
p
l r
J
π ρ
=
Ở đây:
l
1p
: chiều dài trục sơ cấp hộp phân phối
l
1p
= 288(mm)
r
tr1p
: Bán kính trục sơ cấp hộp phân phối:
r
tr1p
= 23(mm)
ρ - khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng

Với vật liệu thép hoặc gang, có thể lấy ρ = 7800.10
-9
(Kg/mm
3
)
Thay số vào ta có:
J
1p
= = 987,46 (kg.mm
2
)
3.3.2.2Mômen quán tính J
2p
.i
ap
-2
J
2p
. = (J
tr2p
+ ) .
Với:
J
tr2p
: mômen quán tính khối lượng của trục trung gian hộp phân phối
Với trục thì ta áp dụng công thức sau:
TRANG 22
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
J
tr2p

= = = 501,85 (kg.mm
2
)
J
zjp
: mô men quán tính khối lượng của bánh răng thứ j gắn trên trục trung gian.
Ta tính cho trục nối với cần C và trục 2 của HPP
= J
k1
+ J
k2
J
k1
: mô men quán tính khối lượng của bánh răng gắn trên trục 2 của HPP
J
k2
: mô men quán tính khối lượng của bánh răng gắn trên cần C
Công thức tổng quát
J
k
=
Trong đó:
b
k
- bề rộng bánh răng thứk
R
k
- bán kính vòng chia bánh răng thứk
r
k

- bán kính trục lắp bánh răng thứk
thay số lần lượt ta tính được
J
k1
= = 2705,2 (kg.mm
2
)
J
k2
= 148,16 (kg.mm
2
)
TRANG 23
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
Vậy = 2705,2 + 148,16 = 2853,36 (kg.mm
2
)
i
ap
: tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp, như giả thiết ban đầu là 2 bánh răng
có kích thước như nhau nên i
ap
=1
Thay số vào phương trình ta có:
J
2p
. = (501,85 + 2853,36).1
-2
= 3355,21 (kg.mm
2

)
3.3.2.3.Mômen quán tính quy dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấpJ
3
’
2
3
1
' ' .
mp
Zjp jp
jp
J J i
−
=
=
∑
Với: J
Zjp
’ - là mômen quán tính khối lượng của bánh răng thứj gắn trên trục thứ cấp
i
jp
- là tỷ số truyền của số thứj hộp phân phối.
Bộ đồng tốc được lắp trên trục I là trục dẫn động cầu trước. Momen quán tính quy
dẫn trục thứ cấp J
3’
lúc này được tính khi khóa vi sai ở vị trí K
1
khóa cần C với bánh
răng trung tâm
Thay số vào công thức ta có :

2
3
1
' ' .
mp
Zjp jp
jp
J J i
−
=
=
∑
= = 18516,82 (kg.mm
2
)
R
1
=75 (mm) là bán kính bánh răng lắp trên trục thứ cấp
r
tt
= 21 (mm) là bán kính của trục thứ cấp
B= 48 (mm) là bề rộng bánh răng
Thay tất vào công thức ta có mômen quán tính tổng cộng quy dẫn về trục ly hợp
bằng:
J
Σp
= (987,46 + 142321,39) + 3358,21 + 18516,82= 165183,88(kg.mm
2
)
TRANG 24

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ÔTÔ GVHD:TS. LÊ VĂN TỤY
J
Σp
=0,1652 (kg.m
2
)
3.3.3. Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc
Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc được xác định theo công thức.
2
. .
p
ms p j
c
M J i
t
ω
Σ
∆
=
Trong đó:
J
Σp
=0,1652[kg.m
2
]
i
j
: Tỷ số truyền thứj của hộp phân phối tương ứng với chế độ tính toán của đồng
tốc (tính từ trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán).
Δω

p
: Chênh lệch tốc độ giữa hai bánh gài số [rad/s]
Được xác định theo công thức:
1 1
1 1 1
( . )
p eo
h p p
i i i
ω ω
±
∆ = −
Trong đó:
1p
i
±
: Tỷ số truyền tính từ trục sơ cấp đến bộ đồng tốc của hộp phân phối ứng với
số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ i
j
)
ω
eo
: Tốc độ của động cơ khi bắt đầu chuyển số [rad/s]. Giá trị này được xác định
theo bảng kinh nghiệm.
Chế độ sang
số
Động cơ xăng Động cơ diezen
Xe du lịch Xe tải và khách
Từ thấp lên cao (0,6÷0,7)ω
N

(0,7÷0,8)ω
N
và ≥ ω
M
(0,75 ÷ 0,85)ω
N
Từ cao về thấp (0,4 ÷ 0,5)ω
N
(0,5÷0,6)ω
N
và ≥ ω
M
(0,9 ÷ 1,0)ω
N
TRANG 25