969 4 chuong 3 jnbr7 20130111024450

CHƯƠNG 3
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỘP SỐ CHO XE DU LỊCH
Căn cứ yêu cầu của đồ án là “ Nghiên cứu thiết kế hộp số cho xe du
lịch” và phần phân tích chọn phương án thiết kế ở phần chương II thì ta có
thể thấy được các u cầu chính cần thiết cho việc thiết kế hộp số xe du
lịch như sau:
+ Tốc độ tối đa của xe du lịch.
+ Loại đường xe du lịch thường xuyên hoạt động.
+ Công dụng của hộp số khi lắp trên xe du lịch.
Với các loại xe hoạt động ở Việt Nam do chất lượng đường chưa được
tốt nên để xe có thể đạt vận tốc cao là rất khó. Trên các đường cao tốc hiện
nay, tốc độ tối đa cho phép là cũng mới chỉ đạt tới 100 km/h. Nhưng đó
cũng chỉ là trên một số con đường hiện đại nhất tại Việt Nam hiện nay, còn
khi hoạt động trong các thành phố thành phố đơng đúc thì để xe có thể đạt
được vận tốc cao lại càng khó hơn. Chính vì vậy nên việc thiết kế hộp số
phù hợp với khoảng động học của ô tô là điều rất quan trọng.
Bên cạnh đó việc phân chia khoảng vận tốc cũng là yêu cầu thiết yếu
cần có. Mục đích của nó là nhằm đảm bảo sử dụng hợp lý khoảng động học
của ô tơ, để từ các u cầu đặt ra xe có chất lượng kéo – vận tốc tốt hơn,
tính kinh tế cao hơn trong mọi điều kiện hoạt động. Có 4 cách phân chia
vận tốc cho các số truyền :
 Đảm bảo cho ơ tơ có vận tốc trung bình cao;
 Đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt;
 Đảm bảo nâng cao tính kinh tế nhiên liệu của ô tô;
 Đảm bảo cho xe có khả năng kéo tốt.
Do yêu cầu của đồ án là “Nghiên cứu thiết kế hộp số cho xe du lịch”
ta chọn cách phân chia tỷ số truyền để đảm bảo tính năng tăng tốc tốt. Sau
đây là một số thông của xe cần thiết cho việc thiết kế hộp số:

49

TT

Thơng số

Giá trị

Đơn vị

1

Trọng lượng tồn bộ của xe

G = 2530

kg

2

khi đầy tải
Trọng lượng phân bố lên cầu

G2 = 1442

kg

3

chủ động
Hệ số bám mặt đường

b = 0,8

4
5

Thông số lốp xe
Vận tốc lớn nhất của xe

225/75 R16
vmax = 130

Km/h

6

Mômen xoắn cực đại của

Memax = 178

N.m

nM = 2500

vg/ ph

động cơ
Số vòng quay của động cơ
7

ứng với mômen xoắn lớn
nhất

8

Công suất lớn nhất của động

Nemax = 65,5

kw

9

cơ
Số vòng quay của động cơ

nNe = 4000

vg/ph

10

ứng với cơng suất lớn nhất
Số vịng quay trục khuỷu ở

700  750

vg/ph

chế độ không tải

3.1. Khoảng động học và khoảng lực học của ô tô.
Khoảng động học của ô tô được xác định theo công thức sau:
v t max

dk = v
t min

(3.1)
Trong đó:

50


dk – Khoảng động học của ô tô;
vtmax – Tốc độ tính tốn lớn nhất của ơ tơ;
vtmin – Tốc độ tính tốn nhỏ nhất của ơ tơ;
Khoảng động lực học của ơtơ
 G

1


dl=  . G .
0




(3.2)

Trong đó:
 - hiệu suất của ơtơ có kể đến tổn thất trong thiết bị động lực
=0,8…0,85 ở đây chọn = 0,82
0 -

Hệ số quy dẫn đối với xe du lịch chọn  0 = 0,147

G - Trọng lượng tồn bộ ơtơ (Kg) G = 2530
G - Trọng lượng bám của ôtô(Kg) G= 1442 vì xe có cầu sau chủ
động.
 - Hệ số bám,  =0,8
Thay các đại lượng đó vào cơng thức (3.2) ta được d1 = 3,78
 d1 =dk = 3,78.
Vt max

Vtmin= d =
1

130
3,78

= 34 (Km/h)

Vận tốc tính tốn nhỏ nhất v tmin có thể hạn chế khả năng cơ động của xe
ở vận tốc thấp vì xe đơi khi cần chuyển động với vận tốc rất thấp. Khi đó
động cơ sẽ làm việc ở số vòng quay ổn định thấp nhất nemin.
Giữa vận tốc nhỏ nhất của xe v’min để đảm bảo khả năng cơ động (ứng
với số vòng quay ổn định thấp nhất của động cơ) và vận tốc tính tốn nhỏ
vtmin có mối quan hệ sau:
v t min

v’min = d
e

51


N

Trong đó : de = 
=
e min

2 .4000
2 .700

= 5,7

3.2. Phân chia tỷ số truyền cho các tay số.
Có 4 cách phân chia vận tốc cho các số truyền :
 Đảm bảo cho ơ tơ có vận tốc trung bình cao;
 Đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt;
 Đảm bảo nâng cao tính kinh tế nhiên liệu của ơ tơ;
 Đảm bảo cho xe có khả năng kéo tốt.
Do thiết kế hộp số cho xe du lịch nên ta chọn cách phân chia vận tốc
đảm bảo cho xe có tính năng tăng tốc tốt. Để đảm bảo ơ tơ có tính năng
tăng tốc tốt thì phải phân chia vận tốc cho các số truyền theo cấp số nhân
với công bội bằng q. Khi phân chia vận tốc theo cấp số nhân thì tính năng
tăng tốc của ơ tơ ở các số truyền thấp sẽ tốt. Cịn ở các số truyền cao tính
năng tăng tốc của xe sẽ kém đi nhiều mặc dù ở các số truyền này quá trình

tăng tốc của xe vẫn xảy ra trong khoảng biến thiên hẹp của số vòng quay
động cơ. Nguyên nhân là do khoảng cách giữa các vận tốc tính tốn ở các
số truyền cao quá lớn. Do vậy cần thời gian dài để gia tốc khối lượng
chuyển động tịnh tiến của ô tô. Như vậy để đảm bảo cho xe có tính năng
tăng tốc cần tiến hành phân chia khoảng vận tốc theo cấp số nhân và có
hiệu chỉnh bằng cách: tăng khoảng cách giữa các vận tốc tính tốn ở các số
truyền thấp và giảm khoảng cách giữa các vận tốc tính tốn ở các số truyền
cao
a) Xác định các tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyền
lực.
Tỷ số truyền lớn nhất của hệ thống truyền lực xác định theo công
thức:
itlmax =

2. .n Ne .r k
vt min

52


trong đó:
nNe – số vịng quay của động cơ ứng với ứng với công suất lớn
nhất [vg/ph];
 itlmax =

2. .4000.0,4.
3,9.60

= 17,8

i tl max

ta có: dk = i
; dk = 3,78
tl min
 itlmin =

i tl max
dk

17,8

= 3,78 = 4,7  i0 = 4,7

b) Xác định tỷ số truyền ở các tay số.
Tỷ số truyền của số 1 được xác định bởi công thức:
ih1 =

i tl max
i0

=

17,8
4,7

=3,78

Tỷ số truyền của các số truyền trung gian xác định theo công thức
ih2 = ih1.

q1

ih3 = ih2.

q 1

Để đảm bảo khoảng cách giữa các tốc độ lớn nhất ở các số truyền cao
thu hẹp lại nên tiến hành hiệu chỉnh các tỷ số truyền trung gian sao cho:
i 3 i 2 i1
  q
i 4 i3 i 2

Đối với hộp số có số truyền tăng và trước số truyền tăng là số truyền
thẳng, thì từ số 1 đến số truyền thẳng tỷ số truyền được phân chia theo cấp
số nhân. Công bội của cấp số nhân này sẽ là:
q 3 h1

 ih2 = ih1.

q 1

ih3 = ih2.

=

3

3,78

= 1,56

= 3,78 . 1,56  1 = 2,42

q1 =

2,42 . 1,56  1 = 1,55

ih4 = 1;
Để nâng cao tính kinh tế nhiên liệu ta bố trí thêm số truyền tăng. Vận
tính tốn của xe ở số truyền tăng được chọn sao:

53


v tg
vth



N
s

trong đó: vth – vận tốc của xe ở số truyền thẳng;
vtg – vận tốc của xe ở số truyền tăng;
ω – vận tốc góc của động cơ ứng với chế độ có tính kinh tế
nhiên liệu tốt nhất.
N

Thơng thường tỷ số  nằm trong khoảng 1,2 ÷ 1,3. Số truyền

s
tăng không nằm trong khoảng phân chia vận tốc mặc dù nó đóng vai
trị bổ xung trong việc tăng tính kinh tế nhiên liệu.
i th
1,2
itg

÷ 1,3

Chọn itg=0,8.
Tỷ số truyền số lùi:
isl = 1,2. ih1 =1,2 . 3,78 = 4,54
Vậy tỷ số truyền của hộp số được xác định như sau:
Tỷ số truyền số I = 3,78;
Tỷ số truyền số II = 2,42;
Tỷ số truyền số III = 1,55;
Tỷ số truyền số IV = 1;
Tỷ số truyền số V = 0,8;
Tỷ số truyền số lùi = 4,54.
3.3. Tính tốn kéo kiểm nghiệm.
3.3.1. Thông số ban đầu.
- Tỷ số truyền của hộp số ở các tay số:
Số I

3,78

Số II

2,42

Số III

1,55

54


Số IV

1

Số V

0,8

Số lùi

4,54

- Trọng lượng toàn tải của xe

G = 2530

kg

- Cơng thức bánh xe và bán kính bánh xe

4x2 và rk = 0,4

m

- Số vòng quay ổn định tối thiểu động cơ

nemin = 700

v/ph

- Công suất cực đại của động cơ

Nemax = 65,5

kw

đạt được ở vòng quay

neN = 4000

v/ph

- Mô men xoắn cực đại tại 2600 v/ph là : 178 N.m
Và một số các thông số khác về kết cấu và kích thước của hộp số và
các chi tiết của nó sẽ được trình bày cụ thể trong q trình tính tốn.
Tính tốn kéo chuyển động thẳng xe du lịch.
Việc tính tốn kéo kiểm nghiệm (mà kết quả của nó là đưa ra đặc tính
kéo chuyển động thẳng của xe) có ý nghĩa hết sức quan trọng trong q
trình khai thác sử dụng xe. Nó có thể xác định và đánh giá chất lượng kéo
của xe đã có họăc so sánh chất lượng kéo giữa các xe với nhau. Từ đặc tính
kéo chuyển động thẳng của xe có thể cho ta biết:
- Ứng với mỗi loại đường cho trước, xe có thể đi được ở tay số nào và
vận tốc cực đại mà xe có thể đạt được là bao nhiêu.

- Góc dốc lớn nhất mà xe có thể khắc phục được ở tốc độ và tay số đã cho.
- Đánh giá được việc phân chia tỷ số truyền ở tay số thấp nhất và cao
nhất có hợp lý hay không.
Với ý nghĩa quan trọng như vậy nên trong q trình tính tốn kiểm
nghiệm cần thiết phải tính tốn kéo chuyển động thẳng cho xe.
Đặc tính kéo chuyển động thẳng là đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa
lực kéo đơn vị của xe với vận tốc chuyển động của nó fđ = f (v)
Đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe phụ thuộc vào các yếu tố sau:
- Đặc tính ngồi của động cơ
55


- Số lượng số truyền của hộp số và tỷ số truyền của chúng
- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực của xe.
- Hiệu suất của hệ thống truyền lực (tl).
- Hiệu suất động lực của động cơ (đl).
- Tốc độ lớn nhất của xe (Vmax).
- Tốc độ lớn nhất của số truyền (Vimax)
- Trọng lượng của xe (G).
- Bán kính bánh xe chủ động (rk)
3.3.2. Xây dựng đặc tính ngồi của động cơ.
Đặc tính ngồi của động cơ là đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa công
suất Ne, Mơ men xoắn Me với số vịng quay của động cơ khi lượng nhiên
liệu cung cấp cho động cơ là lớn nhất . Nó là thơng số đầu vào quan trọng
nhất để xây dựng đặc tính kéo chuyển động của xe. Do đó đầu tiên ta phải
xây dựng đặc tính ngồi của động lắp trên xe.
Để xây dựng đặc tính ngồi của động cơ, ta xác định cơng suất và mơ
men của nó theo tốc độ vịng quay của trục khuỷu từ vòng quay ổn định
nhỏ nhất đến vòng quay định mức: n = nmin  nN
Ta có thể xây dựng đặc tính ngồi của động cơ bằng phương pháp sử

dụng cơng thức thực nghiệm của Lây-Đéc-Man.
Đường đặc tính được xây dựng theo công thức:
 n
n
N e  N e max  a e  b e
 n N
 nN

2


n
  c e

 nN





3





Trong đó:
Ne

: Cơng suất của động cơ ở vịng quay bất kỳ

Nemax : Cơng suất lớn nhất của động cơ
ne

: Tốc độ vòng quay trục khuỷ động cơ tại cơng suất Ne

nN

: Vịng quay ứng với công suất lớn nhất Nemax

56


a, b, c là các hệ số thực nghiệm nó phụ thuộc vào kiểu loại động
cơ.
Động cơ chọn a = 0,672; b = 1,747; c = 1,419. Đường mô men được
xây dựng theo cơng thức:
Me 

Ne



Trong đó:
Me : Mơ men xoắn ứng với vịng quay ne
ω : Vận tốc góc trục khuỷu động cơ.  

 .ne
30

ne : Vòng quay bất kỳ
Ne : Cơng suất ứng với ne
Kết quả tính tốn được ghi trong bảng sau:
ne (vßng/p)

700

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

Ne (kw)

10,71

16,7

27,7

39

49,5

58,2

63,9

65,5

Me (KGm)

8,8

9,6

10,57

11,17

11,35

11,13

10,46

9,38

Dựa vào bảng này ta vẽ được đồ thị đặc tính ngồi của động cơ.
3.3.3. Xây dựng đặc tính kéo chuyển động thẳng.
Đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe là đồ thị biểu diễn mối quan

hệ giữa lực kéo đơn vị của xe tính theo động cơ với tốc độ của xe ở các tay
số khác nhau. Để vẽ được đường đặc tính kéo ta cần phải xác định:
- Cơng suất tự do của động cơ (Nđ) ở các số vòng quay khác nhau.
- Vận tốc chuyển động của xe Vi ở từng tay số tương ứng với số vòng
quay khác nhau của động cơ.
- Lực kéo đơn vị trên bánh xe chủ động (f cđ) ở các tay số ứng với từng
tốc độc chuyển động (Vi) của xe.

57


- Xác định được hiệu suất truyền lực của xe và từ đó xác định được
lực kéo đơn vị của xe ở các tay số ứng với từng tốc độ chuyển động của xe.
Xác định lực kéo trên bánh xe chủ động:
f cd 

3.6 N d . tl
GVi

Trong đó:
Nđ: Cơng suất tự do của động cơ
tl : Hiệu suất hệ thống truyền lực : Chọn t l = 0,9
G : Trọng lượng xe
n : Vòng quay động cơ. Chọn n = 700, 1000, 1500, 2000,
2500, 3000, 3500, 4000.
rcd = 0,4 (m)
Vận tốc chuyển động thẳng của xe theo số vòng quay của trục khuỷu
xác định theo công thức:
Vi 

0,377. rcd .ne
itli

Trong đó:
ne : Số vịng quay của trục khuỷu (Vịng/phút)
itli : Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở tay số thứ i
itli = ihsi . iqv . ic
Trong đó:
ihsi : Là tỷ số truyền của hộp số ở tay số thứ i
iqv : Là tỷ số truyền của cơ cấu quay vòng
ic : Là tỷ số truyền của truyền động cạnh
Cơng suất tự do của động cơ tính theo vòng quay của trục khủyu
(Nđ):
Nđ = Ne - Nđl
Trong đó:

58


Ne : Công suất của động cơ theo ne (lấy ở bảng 1)
Nđl: Tổn hao công suất theo chế độ vòng quay
 N dl

 n
 N dlN 
 nN





2

NđlN : Tổn hao động lực của động cơ ở chế độ công suất cực đại
Ta chọn: NđlN = 700, 1000, 1500, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000V/ph.
Vào cơng thức trên ta tìm được N dl
Thay giá trị N dl vào ta tính được Nđ.

Tính lực kéo đơn vị của xe (fđ): fđ = fcđ
Trong đó: fcđ là lực kéo của bánh chủ động.
fc d 

3,6 .N d .  tl
G Vi

với fđ là lực kéo đơn vị;
G là trọng lượng của xe;
tl là hiệu suất hệ thống truyền lực;
V i là vận tốc chuyển động thẳng của xe ở các tay số khác nhau.

59


Từ kết quả tính được ta vẽ được đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa lực
kéo đơn vị của xe fđ với vận tốc chuyển động của xe ở các tay số khác
nhau. Đó chính là đặc tính kéo chuyển động thẳng của xe.

3.3.4. Xác định tốc độ lớn nhất mà xe có thể đạt được ở một loại
đường đã cho.
Ta ứng đồ thị đặc tính kéo fđ = f(v) có thể xác định được tốc độ lớn

nhất mà xe kéo được. Muốn vậy chọn hệ số cản chuyển động theo điều
kiện đường đã cho và độ dốc của đường so với mặt phẳng nằm ngang.
Mỗi loại đường khác nhau ta có hệ số cản khác nhau theo bảng (1.
3) lý thuyết ơ tơ qn sự ta có:
Loại đường

Hệ số cản f

60


Đường nhựa

0,03  0,05

Đường đất khô

0,06  0,07

Đường đất ẩm ướt (độ ẩm 20%)

0,12  0,15

Bãi cỏ

0,08  0,10

Đường cát

0,15  0,20

Lực cản đối với tổng cộng chuyển động của xe sẽ là:
Rc = (fcos + sin).G
Trong khi đó lực kéo cần thiết Pđ bằng lực kéo theo động cơ sẽ là:
Pđ = fđ . G
Khi xe chuyển động đều Pđ = Rc.
tức là: fđ . G = (fcos + sin).G hay fđ = (fcos + sin) = fc
Sau khi xác định được hệ số fc theo các giá trị f và  đã cho . ta đặt
giá trị đó lên trục tung sau đó kẻ qua điểm này một đường thẳng song song
trục hoành. Giao điểm của đường thẳng vừa kẻ với nửa bên phải đường
cong ta sẽ xác định được vận tốc V max mà xe có thể chạy được khi chuyển
động đều trong những điều kiện cho trước fc = fđ.
Nếu đường thẳng kẻ song song với trục hồnh và đặc trưng bởi hệ số f c
khơng cắt đường cong đặc tính kéo chẳng hạn chạy thấp hơn ta phải xác
định vận tốc lớn nhất của số thấp hơn lúc này xe chuyển động trong
trạng thái không sử dụng hết cơng suất.
3.3.5. Xác định góc dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua.
Từ đồ thị đặc tính kéo ta có giá trị fđ thì sẽ xác định vận tốc ở các số
truyền khác nhau.
Vì :

D1 = ψ1

mà:

ψ1= f1.cosα1+ sinα1

61

Do vậy nếu biết trước hệ số cản lăn f 1, có thể xác định được góc dốc
lớn nhât của đường mà ơ tơ có thể vượt qua được khi chuyển động với vận
tốc v1:
sinα1=

D1  f 1 . 1  f 12  D12
1  f 12

vì f12 nhỏ hơn rất nhiều so với 1, do vậy có thể sử dụng công thức gần
đúng sau:
sinα ≈

D1  f 1 . 1  D12

Nếu D= Dmax thì có thể xác định góc dốc lớn nhất α max theo cơng thức
sau:
sinαmax ≈

2
Dmax  f 1 . 1  Dmax

với đường nhựa thì f = 0,05
vậy:

sinαmax ≈

0,44  0,05. 1  0,44 2

=0,39.

góc dốc lớn nhất xe có thể vượt qua trên đường nhựa là :
α = 23˚.
3.4. Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số.
Khoảng cách giữa các trục trong hộp số được xác định theo công thức
kinh nghiệm sau:
A=k 3

M e max .ihI

[mm]

Với:
A- Khoảng cách giữa các trục[mm]
Memax- Mô men xoắn lớn nhất của động cơ Memax=178 [Nm]
K- Hệ số kinh nghiệm. Đối với ôtô du lịch chọn K= 14 ;
ihI – Tỷ số truyền thấp của hộp số;
do đó
A = 14.

3

178.3,78

= 122[mm]

3.5. Xác định các thơng số cơ bản của bánh răng.

62

3.4.1. Môđun pháp tuyến của bánh răng.
Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : mn= 3 [mm]
Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: mn= 2 [mm]
3.4.2. Xác định số răng của bánh răng trong hộp số.
Số răng Z4 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp được
chọn theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z4 = 15
Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
i4 =

2. A cos  4
1
mn .Z 4

Trong đó: i4 - tỷ số truyền của cặp bánh răng ln ăn khớp
- Góc nghiêng của tất cả các răng. Chọn =200
i4 =

2.122 cos 20
 1 4,09
3.15

Số răng Z5’ của bánh răng bị động cặp bánh răng luôn ăn khớp được
xác định:
Z4’=Z4 . i4 =15 . 1,67  61
Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong
hộp số
A=

mn ( Z 4  Z ' 4 ) mn .Z 4 (1  i4 ) 3.15(1  4,09)



2. cos  4
2. cos  4
2. cos 20

=122 [mm]

Tỷ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền
i

3,78

h1
i1= i  4,09 0,92
4

i

2,42

i

1,55

h2
i2= i  4,09 0,59
4

h3
i3= i  4,09 0,37

5

63


i

1

h4
i4= i  4,09 0,24
4

i

0,8

h5
i5= i  4,09 0,19
4

Ta xác định các số răng của các bánh răng trên trục trung gian với
giả thiết các bánh răng đều có cùng mơ đun và góc nghiêng của răng như
đã chọn.
Z1 =

2. A cos  1 2.122 cos 20

40
mn (1  i1 )

3.(1  0,92 )

2. A cos 

2.122. cos 20

2. A cos 

2.122 cos 20

2
Z2 = m (1  i )  3.(1  0,59) 48
n
2

3
Z3 = m (1  i )  3.(1  0,37) 56
n
3

2. A cos 

2.122 cos 20

4
Z’4 = m (1  i )  3.(1  0,24) 62
n
4

2. A cos 

2.122 cos 20

5
Z5 = m (1  i )  3.(1  0,16) 66
n
5

Với Z1, Z2, Z3, Z4, Z5: Số răng của các bánh răng chủ động tương ứng
với các số truyền 1, 2, 3, 4, 5 đặt trên trục trung gian của hộp số.
Để đảm bảo triệt tiêu được lực dọc trục ta cần bố trí các bánh răng sao
cho thoả mãn các điều kiện sau:
Z

40

Z

48

Z

56

Z'

62

Z

66

0
1
tg1= Z ' .tg  62 tg 20 0,23  1 13,2
4

0
2
tg2= Z ' .tg  62 tg 20 0,28   2 15,7
4

0
3
tg3= Z ' .tg  62 tg 20 0,32   3 18,2
4

0
4
tg4= Z ' .tg  62 tg 20 0,36   4 20
4

0
5
tg5= Z ' .tg  62 tg 20 0,38  1 21,2
4

64

Ta tính chính xác lại số răng của các bánh răng trên trục trung gian
Z1 =

2. A cos 1 2.122 cos13,2

41
mn (1  i1 )
3.(1  0,92 )

2. A cos 

2.122. cos15,7

2. A cos 

2.122 cos 18,2

2. A cos 

2.122 cos 20

2. A cos 

2.122 cos 21,2

2
Z2 = m (1  i )  3.(1  0,59) 49
n
2

3
Z3 = m (1  i )  3.(1  0,37) 56
n
3

4
Z4 = m (1  i )  3.(1  0,24) 62
n
4

5
Z5 = m (1  i )  3.(1  0,16) 66
n
5

- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng (Số răng của bánh răng bị
động tương ứng với số truyền 1, 2, 3, 4, 5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số).
Z’1=i1.Z1=0.92. 41 = 38
Z’2=i2. Z2=0,59. 49 = 29
Z’3=i3. Z3=0,37. 56= 21
Z4=i4. Z’4=0,24. 62 = 15
Z’5=i5. Z5=0,16. 66 = 11
-

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

38

Z'

29

Z'

21

Z'

62

Z'

11

1
i1= Z  41 0.92
1

2
i2= Z  49 0,59
2

3
i3= Z  56 0,375
3

4
i4= Z  15 4,13
4

5
i5= Z  66 0,166
5

- Xác định tỷ số truyền trong hộp số ihs1, ihs2 ihs3 ihs4 ihs5.

65


Z ' .Z '

4
1
ihs1= Z .Z 3,79
4
1

Z ' .Z '

4
2
ihs2= Z .Z 2,43
4
2

Z ' .Z '

4
3

ihs3= Z .Z 1,55
4
3

Z ' .Z

4
4
ihs4= Z .Z ' 1
4
4

Z ' .Z '

4
5
ihs5= Z .Z 0,8
4
5

3.4.3. Xác định kích thước hình học của bánh răng.
Chọn mô đun của cặp bánh răng thường tiếp: mn=3
* Cặp bánh răng thường tiếp: là bánh răng trụ răng nghiêng số răng
Z4=15; Z’4= 62
Góc nghiêng của cặp bánh răng 4= 200
Hệ số dịch chỉnh x = 0.
Hệ số chiều cao đỉnh răng: h* = 1
Hệ số chiều cao chân răng: hf = 1,25
Góc prơphin gốc: =200
tg

tg 20

Góc prơphin răng: t=arctg( cos  )=arctg( cos 20 )=21,170
4

Góc ăn khớp : tw=arccos(

A. cos  t
A

)=arccos(

122. cos 21,17
122

)=21,170

+ Với bánh răng chủ động :
Z .m

15.3

4
Đường kính vịng chia : d4= cos   cos 21,17 48,3 [mm]
4

Đường kính đỉnh răng: da4=d1+2.m=54,3 [mm]
Đường kính đáy răng: df4=d1-2,5.m=41,3 [mm]
Chiều rộng vành răng : b4=ba. A=0,19. 64=12,16 [mm]

66


Trong đó hệ số ba phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại
bánh răng, số truyền và tải trọng. Theo bảng 6.6 sách tính tốn thiết kế hệ
dẫn động cơ khí tập I/T97 ta chọn ba= 0,19
+ Với bánh răng bị động
Z ' .m

62.3

4
Đường kính vịng chia : d’4= cos   cos 20 198 [mm]
4

Đường kính đỉnh răng: da4=d’4+ 2m =198+ 2.3 =204 [mm]
Đường kính đáy răng: df4=d’4 - 2,5m =198 – 3. 2,5= 190,5 [mm]
Chiều rộng vành răng : b4= ba.A=0,19. = 23,18 [mm]
* Cặp bánh răng số1: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là cặp
bánh răng trụ răng thẳng có số răng là: Z1=41; Z’1=38
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1
Hệ số chiều cao chân răng: hf*=1,25
+ Với bánh chủ bị động :
Z ' .m

38.2

1

Đường kính vịng chia : d’1= cos   cos13,2 78 [mm]
1

Đường kính đỉnh răng: d’a1=d’1+2.m=82 [mm]
Đường kính đáy răng: d’f1=d’1-2,5.m=73 [mm]
Góc prơphin gốc : =200
tg

tg 20

Góc prơphin răng: t=arctg( cos  )=arctg( cos 13,2 )=20,50
1

Góc ăn khớp : tw=arccos(

A. cos  t
A

)=arccos(

122. cos 20,5
)=20,50
122

Chiều rộng vành răng : b’1= ba.A=0,25.122 = 30,5 [mm]
+ Với bánh răng chủ động
Z .m

41.2

1
Đường kính vịng chia : d1= cos   cos13,2 84.2 [mm]
1

Đường kính đỉnh răng: da1=d1+2.m=88.2 [mm]

67


Đường kính đáy răng: df1=d1-2,5.m= 79,2 [mm]
Chiều rộng vành răng : b1=ba.A=0,25.122=30,5 [mm]
* Cặp bánh răng số 2: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 2 là m n= 3
là bánh răng trụ răng nghiêng.
Số răng Z2= 49; Z’2= 29
Góc nghiêng 2=15,70
Hệ số dịch chỉnh x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h*=1
Hệ số chiều cao chân răng: hf*=1,25
Góc prơphin gốc : =200
tg

tg 20

Góc prơphin răng: t=arctg( cos  )=arctg( cos 15,7 )=20,70
2

Góc ăn khớp : tw=arccos(

A. cos  t
A

)=arccos(

122. cos 20,7
122

)=20,70

+ Với bánh răng chủ động :
Z .m

49.3

2
Đường kính vịng chia : d2= cos   cos15,7 152,7 [mm]
2

Đường kính đỉnh răng: da2 = d2+2.m = 158,7 [mm]
Đường kính đáy răng: df2 = d2 - 2,5.m = 145,2 [mm]
Chiều rộng vành răng : b2=ba.A=0,18.122= 21,96 [mm]
+ Với bánh răng bị động:
Z ' .m

29.3

2
Đường kính vịng chia : d’2= cos   cos15,7 90,4 [mm]
2

Đường kính đỉnh răng: d’a2=d’1+2.m=88,7 [mm]

Đường kính đáy răng: d’f2=d’1-2,5.m=75,2 [mm]
Chiều rộng vành răng : b’2=ba.A=0,18.122= 21,96 [mm]
* Cặp bánh răng số 3: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh
răng trụ răng nghiêng có Z3=56; Z’3=21
Góc nghiêng răng : 3=18,20

68