thiết kế hộp số xe maz-500a

Lời Nói Đầu
Trong sự nghiệp xây dựng và bảo vệ tổ quốc, vấn đề phát triển nền
kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội việc vận chuyển hàng hóa bằng
ôtô có vai trò rất quan trọng
Ngày nay do nhu cầu vận chuyển hàng hóa và nhu cầu đi lai ngày càng
tăng, sự đô thi hóa và kinh tế thị trờng thì vận tải ôtô là u việt hơn tất cả. Từ
thực tế đó, tất yếu dẫn đến nhu cầu lớn về xe vận tải, trong khi đó nghành
công nghiệp ôtô nớc ta cha đợc phát triển cho cao, do chúng ta cha tự sản
xuất đợc ôtô thì có hai hớng đáp ứng nhu cầu này đó là:
- Nhập ôtô từ nớc ngoài.
- Tự thiết kế theo mẫu của nớc ngoài, hoặc cải tiến trên cơ sỡ những xe đã
có sẵn, do khả năng thiết kế và chế tạo theo mẫu của nớc ngoài vẫn còn
bị hạn chế và cha đáp ứng đợc nhu cầu tiêu dùng, cho nên phần lớn
những xe ôtô vận tải đang dùng chủ yếu là nhập ngoại. Bởi vậy việc khai
thác và sử dụng xe nh thế nào để tăng tuổi thọ của xe và tăng hiệu quả
kinh tế cũng là một hớng giải quyết. Để đảm bảo khai thác sao cho có lợi
nhất về kinh tế, phải đảm bảo tình trạng kỹ thuật của xe tốt, có độ tin cậy
cao, sử dụng đúng kỹ thuật. Do vậy yêu cầu đối với ngời sử dụng là phải
hiểu biết về kết cấu, tính năng kỹ thuật, đặc điểm sử dụng xe, và cả về
chăm sóc bảo quản, bảo dỡng, sửa chữa xe tốt.
- Với mục đích đó, tôi đợc giao làm đồ án môn học với đề tài là :
Thiết kế hộp số xe Maz-500A
Để thực hiện nhiệm vụ trên đồ án hoàn thành với các nội dung sau :
Phần I: Cấu tạo chung và đặc tính kỹ chiến thuật xe MAZ-500A
Phần II: Phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số
Phần III: Tính toán thiết kế hộp số

- 1 -
Phần I
CấU TạO CHUNG Và ĐặC TíNH Kỹ CHIếN THUậT XE
MAZ-500A

1.1: Giới thiệu chung về xe Maz -500A .
MAZ-500A có công thức bánh xe: 4x2, có một cầu chủ động truyền
lực chính phân chia, bố trí giảm tốc bánh xe kiểu hành tinh. Buồng lái của
ôtô MAZ - 500A cũng nh họ MAZ - 500 là loại lật ra đằng trớc đợc, đặt ở
phía trên động cơ và có hai chỗ ngồi.
Xe Maz-500A lắp động cơ Điezen 4 kỳ, M3-236 xi lanh đặt hình chữ V.
Động cơ M3-266 có hiệu quả kinh tế cao, chịu mài mòn và đặc tính
khởi động tốt. Trên ô tô MAZ-500A đợc lắp ly hợp hai đĩa bị động và hộp số
có tỷ số truyền hợp lý nó đảm bảo hơn cho ô tô chuyển động ở tốc độ cao và
trung bình, đó là nhân tố quan trọng để nâng cao năng suất vận chuyển.

Hình 1: Hình dáng bên ngoài xe ô tô MAZ - 500A.
1.2 Đặc tính kỹ thuật xe ô tô MAZ- 500A
- 2 -
1.2.1. Các tham số chính:
Tải trọng trên đờng chính cứng :8000kg
Khối lợng cho phép của rơmoóc :12000kg
Tổng trọng lợng của xe có tải :14825kg
Tổng trọng lợng đoàn xe có tải :26825kg
Phân bố trọng lợng ô tô không tải
- Lên cầu trớc :3550kg
- Lên cầu sau :3250kg
Phân bố trọng lợng ô tô có tải
- Lên cầu trớc :4820kg
- Lên cầu sau :10000kg
Khoảng cách trục của ô tô :3950mm
Vết bánh xe sau giữa 2 cặp bánh :1900mm
Vết bánh xe trớc :1950mm
Khoảng sáng gần xe
- Cầu trớc : 290mm

- Cầu sau : 290mm
Bán kính quay vòng nhỏ nhất cả hai phía
- Theo chắn bảo hiểm : 9.50 m
- Theo vết bánh xe trớc : 8.50 m
Góc vợt (khi có tải)
- Trớc : 28
0
- Sau : 26
0

Kích thớc của xe
-Dài : 7140mm
- Rộng : 2480mm
- Cao : 2600mm
Kích thớc của thùng xe
- 3 -
- Dài : 4860mm
- Rộng : 2480mm
- Cao : 670mm
Thể tích thùng xe (không có hành) : 8.05m
3
Tốc độ lớn nhất khi xe đẩy tải trọng chạy trên đờng thẳng, bằng : 85Km/h
Quãng đờng phanh lớn nhất khi xe đầy tải trọng không kéo rơmoóc với tốc
độ 40 Km/h trên đờng khô cứng. : 18m
Tiêu hao nhiên liệu : 22lít/100Km
1.2.2 Động cơ
Nhãn hiệu : IAMZ-236.
Loại động cơ : Diezen4 kỳ.
Số xi lanh : 6 .
Phân bố xi lanh: Chữ V với góc lệch giữa hai hàng xi lanh : 90

0
Thứ tự công tác : 1-4-2-5-3-6
Đờng kính xi lanh : 130mm
Hành trình piston : 140mm
Thể tích làm việc của tất cả các xi lanh : 11.15 lit.
Tỷ số nén : 16.5
Công suất định mức ở 2100v/ph : 180 mã lực
Mô men xoắn lớn nhất ở 1500v/p : 68 KGm
Số vòng quay nhỏ nhất không tải : 450-550 v/p
Bộ chỉnh số vòng quay : Ly tâm mọi chế độ
Hệ thống cung cấp nhiên liệu
- Thiết bị cung cấp nhiên liệu : Loại riêng biệt
- Bơm nhiên liệu : Loại piston
- Bơm nhiên liệu cao áp : 6 xi lanh
- Vòi phun : Dạng kín.
- Các bầu lọc nhiên liệu : 2 lớp thô và 1 lớp tinh.
- 4 -
Hệ thống bôi trơn : Tổng hợp do áp suất và vung té.
áp suất trong hệ thống bôi trơn
Khi đạt đến vòng quay định mức : 4-7KG/cm
2
Bầu lọc dầu nhờn : 2 lớp thô và một lớp tinh.
Hệ thống làm mát : Chất lỏng, chu kỳ làm mát cỡng bức.
Dạng hở, làm mát dầu nhờn tản nhiệt.
Dạng kín
Bộ lọc không khí : Quán tính dầu nhờn, cùng với phần tử tiếp xúc
Trọng lợng khô của động cơ + ly hợp + hộp số và thiết bị phụ : 1195 kg
1.2.3 Truyền động :
Ly hợp : 2 đĩa bị động ma sát khô
Hộp số: Cơ khí, 5 tốc độ, 2 bộ đồng tốc ở II-III, IV-V.

Tỷ số truyền của hộp số : i
I
=5,26; i
II
=2.90 ; i
III
=1.52
I
IV
= 1.00; i
V
=0.66 ; i
VII
= 5.48
Trục các đăng : 1 trục phần giữa của là dạng ống, các
chữ thập có ổ đỡ bi kim.
Truyền lực chính : Cặp bánh răng côn dạng răng cong.
Giảm tốc bánh xe : Các răng hình trụ, 1 bánh răng ngoại
luân, 3 bánh răng hành tinh và 1 bánh răng mặt trời .
Tỷ số truyền chung của cầu xe : 7.73
Bộ vi sai : Côn đối xứng, 4 bánh răng hành tinh.
Bán trục : Giảm tải hoàn toàn
Dầu hộp số : 5.50 lít MK 22 hoặc MC- 14
Dâù cầu xe : 11.5 lít TCII-14 hoặc TAII-15B.
Khối lợng hộp số : 215 kG
Khối lợng cầu sau : 41 kG
- 5 -
Lèp xe : 825kG
- ¸p suÊt b¸nh tríc : 5 KG/cm
2

- ¸p suÊt b¸nh sau : 5.5 KG/ cm
2
- Cì lèp : 320 - 508.
- 6 -
phần II
phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số
2.1 Hộp số ba trục dọc so với hộp số loại có trục cố định và hộp số hai
trục có những u, nhợc điểm nh sau:
* Ưu điểm
- Khi cùng kích thớc ngoài, thì hộp số ba trục dọc cho ta tỷ số truyền lớn hơn
vì tỷ số truyền này bằng tích tỷ số truyền của hai cặp bánh răng thực hiện
việc truyền mômen. Đặc điểm này rất quan trọng, vì hiện nay động cơ cao
tốc đợc sử dụng nhiều trên ôtô. Nếu cần đảm bảo một giá trị tỷ số truyền nh
nhau thì loại hộp số ba trục dọc có kích thớc bé, trọng lợng nhỏ hơn làm
giảm trọng lợng toàn bộ của ôtô.
- Hộp số có số truyền thẳng với số truyền với số truyền bằng 1 khi gài trực
tiếp trục thứ cấp vào trục sơ cấp. Hiệu suất truyền lực cao nhất (coi băng1) vì
truuyền lực không qua cặp bánh răng chịu tải nào . Trong khi đó thời gian sử
dụng số truyền thẳng chiếm tỷ lệ cao (50%ữ80%) thời gian làm việc cảu ôtô
nên nâng cao đợc tính kinh tế.
* Nhợc điểm
- Trừ số truyền thẳng, các số truyền tiến khác, mô men đều đợc truyền qua
hai cặp bánh răng (số lùi qua 3 cặp bánh răng) nên hiệu suất truyền giảm.
- Kích thớc ổ phía trớc (theo chiều chuyển động của xe) của trục thứ cấp hộp
số bị hạn chế và ổ này đặt vào hốc sau trục sơ cấp. Vì vậy khi làm việc ổ th-
ờng xuyên chịu quá tải. Để không quá tải, có thể làm kích thớc bánh răng th-
ờng tiếp chế tạo liền trục sơ cấp lớn và nh vậy tăng đợc kích thớc ổ. Nhng
nếu bánh răng thờng tiếp lớn thì thì tỷ số truyền của cặp bánh răng thờng này
nhỏ. Do vậy kích thớc bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp không tăng đợc.
Thông thờng ổ trớc của trục thứ cấp thờng dùng ổ đũa (thanh lăn trụ). Do ổ

đũa không chịu lực chiều trục nên ngời ta đã chú ý chọn chiều nghiêng răng
của các bánh răng để lực chiều trục triệt tiêu không tác dụng lên ổ.
2.2 Hộp số ba trục dọc 3 cấp
* Nguyên lý làm việc
Việc truyền mômen xoắn qua hộp số cơ khí có ba cấp đợc thực hiện theo
nguyên tắc làm việc của truyền động bánh răng ăn khớp ngoài. ở các số
truyền tiến, truyền động đều qua hai cặp bánh răng ăn khớp nên trục sơ cấp
và thứ cấp có cùng chiều quay. ở số lùi phải qua 3 cặp bánh răng ăn khớp
nên trục thứ cấp và trục sơ cấp quay ngợc chiều nhau. ở số truyền thẳng (số
- 7 -
truyền III) do gài trựctiếp trục sơ cấp vào trục thứ cấp nên chúng quay thành
một khối và các cặp bánh răng không phải chịu tải.
Nhờ cơ cấu điều khiển (cần gài số) tác động lên các càng gài làm di trợt
đồng tốc hoặc bánh răng ăn khớp với nhau để đợc tỷ số truyền tơng ứng với
từng tay số.
Tay số Vị trí gài số Dòng lực truyền trong hộp số
0
I
II
III
lùi
3 và Z1 ở trung gian
4 sang trái Z1 ăn khớp với Z1
4 và 3 sang phải
4 và 3 sang trái
Z1 sang phải và ăn khớp với
Zo
1- Z3- Z3- 8
1- Z3- Z3-8-Z1-Z1-7
1-Z3-Z3-8-Z2-Z2-3-7

1-3-7
1-Z3-Z3-8-ZL-Zo-Z1-7
Hộp số cơ khí ba trục dọc thờng dùng ở các xe du lịch có dữ trữ công suất
lớn và vừa. Vì xe du lich yêu cầu điều khiển phải đơn giản, thời gian tăng tốc
ngắn. Nếu tăng số cấp của hộp số thì công suất động cơ đợc sử dụng tốt hơn
nhng thời gian chuyển số tăng lên, làm phức tạp điều khiển xe mà xe du lịch
thờng có công suất riênglớn nên đa số thời gian làm việc ở số truyền thẳng.
2.3 Hộp số bốn cấp
* Nguyên lý làm việc tơng tự nh hộp số cơ khí 3 trục dọc với 3 cấp
Loại hộp số bốn cấp thờng dùng ở ôtô du lich có dữ trữ công suất nhỏ; ôtô
vận tải hạng nhẹ và hạng vừa nhằm sử dụng tốt công suất của công suất động
cơ. Hộp số này lắp trên các xe quân sự và xe bọc thép bành hơi nh:
GAZ-66, GAZ-53, UAZ-469, BRĐM, BTR-60PB
2.4 Hộp số cơ khí ba trục dọc có 5 cấp
* Nguyên lý làm việc
Điểm cấu tạo và nguyên lý làm việc của hộp số 5 cấp tơng tự nh hộp số 3,4
cấp nhng có một số diểm khác là:
- Để thực hiện việc chuyển số,sử dụng hai đồng tốc: Đồng tốc 4 để gài số
truyền IV,V; đồng tốc 11 để gài số truyền II,III. Số truyền V là số truyền
thẳng.
- Cặp bánh răng Z5,Z5; Z4; Z3; Z3; Z2; Z2 đều là cặp bánh răng trụ răng
nghiêng thờng xuyên ăn khớp . Gài số truyền I và số lùi nhờ bánh răng trụ
răng thẳng Z1 di trợt dọc trục thứ cấp 7.
- Khối bánh răng số lùi thờng xuyên quay khi hộp số làm việc nhờ bánh răng
số lùi ZL lắp cố định trên trục trung gian và ăn khớp với bánh răng ZL.
Dựa vào phân tích u nhợc điểm kết cấu và u nhợc điểm của từng loại hộp số
trên ta chọn phơng án thiết kế hộp số cho xe Maz-500A là hộp số cơ khí 3
trục dọc có 5 cấp.
- 8 -
Phần III

tính toán thiết kế hộp số
3.1 Chọn tỷ số truyền của hộp số.
Tỷ số truyền ở số I đợc xác định theo công thức sau:
I
hs1
=
tle
bx
iM
rG




0max
max
Trong đó :

max
- là hệ số cản chuyển động lớn nhất
G- Trọng lợng toàn bộ của ôtô, tính theo N.
R
bx
- bán kính lăn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp, tính theo m
M
emax
- mô men quay cực đại của động cơ, tính theo N.m
i
0
- tỷ số của truyền lực chính đợc tính theo công thức

i
0
=
65,2
bx
r
ở đó: - Hệ số vòng quay của động cơ, đối với ôtô vận tải =40-50
Đối với hộp số 5 cấp với số V là số truyền thẳng thì các số còn lại trong hộp
số đợc tính theo công thức
i
h5
=1; i
h4
=
4
1h
i
; i
h3
=
4
1
2
h
i
; i
h2
=
4
1

3
h
i
;
3.2.Xác định các thông số cơ bản của hộp số.
3.2.1 Xác định tỷ số truyền của hộp số
a) Khoảng động học và khoảng lực học của ôtô
- Khoảng động học của ôtô
d
k
=
min
max
t
t
V
V

Trong đó: V
tmax
là vận tốc lớn nhất của ôtô (Km/h)
V
tmin
là vận tốc nhỏ nhất của ôtô(Km/h)
- Khoảng động lực học của ôtô
d
1
=

1
0
x
G
G
x
(1)
Trong đó:


là hiệu suất của ôtô có kể đến tổn thất trong thiết bị động lực

=0,8-
0,85 ở đây chọn

= 0,82

0

- Hệ số quy dẫn từ 0,04-0,06. Đối với xe Maz-500A chọn
0

=0,058
Do đó
0

x

= 0,058x0,82=0,03444
G- Trọng lợng toàn bộ của ôtô (Kg) G=10185
- 9 -
G

- Trọng lợng bám của ôtô (Kg) G

=10185 vì xe có cả ba cầu đều chủ
động.
- Hệ số bám, =0,7-0,8. Đối với xe Maz-500A chọn =0,72
Thay các đại lợng đó vào công thức (1) ta đợc d
1
=15,14

d
1
=d
k
=15,14.
V
tmin
=
1
max
d
V
t
=5,3(Km/h)
3.2.2 Xác định tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hệ thống truyền

lực.
Theo số liệu đầu bài ta có tỷ số truyền của truyền lực chính i
0
=7,339
3.2.3 Xác định tỷ số truyền của các tay số trong hộp số
Tay số I : i
hs1
=5.26
Tay số II: i
hs2
=2.90
Tay số III: i
hs3
=1.52
Tay số IV: i
hs4
= 1.00
Tay số V: i
hs5
=0.66
Tay số lùi: i
hsl
=5.48
3.2.4 Xác định khoảng cách giữa các trục trong hộp số
A=k
3
maxe
M
[mm]
Với:

A- Khoảng cách giữa các trục[mm]
M
emax
- Mô men xoắn lớn nhất cảu động cơ M
emax
=410 [Nm]
K- Hệ số kinh nghiệm. Đối với ôtô tải chọn K=18,7 do đó
A=125 [mm]
3.2.5 Xác định các thông số cơ bản của bánh răng
a) Mô đun pháp tuyến của bánh răng
Chọn mô đun của cặp bánh răng nghiêng : m
n
= 3 [mm]
Chọn mô đun của cặp bánh răng thẳng: m
n
= 2 [mm]
b) Xác định số răng của bánh răng trong hộp số
Số răng Z5 của bánh răng chủ động cặp bánh răng luôn ăn khớp đợc chọn
theo điều kiện không bị cắt chân răng; chọn Z5=15
- Tỷ số truyền của các cặp bánh răng luôn ăn khớp
i
5
=
1
.
cos.2
5
4

Zm

A
n

Trong đó: i
5
- tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
- Góc nghiêng của tất cả các răng. Chọn =20
0

i
5
=
8,41
15.3
20cos125.2
=
Số răng Z5 của bánh răng bị động cặp bánh răng luôn ăn khớp đợc xác định:
Z5=Z5xi
5
=15x4,872
- 10 -
Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i và khoảng cách giữa các trục trong hộp số
A=
20cos.2
)8,41(15.3
cos.2
)1(5.
cos.2
)5'5(
5

5
5
+
=
+
=
+

iZmZZm
nn
=139 [mm]
Tỷ số truyền của các cặp bánh răng đợc gài ở số truyền
i
1
=
55,1
8,4
26.5
5
1
==
i
i
h
i
2
=
85,0
8,4
90.2

5
2
==
i
i
h
i
3
=
477,0
8,4
52.1
5
3
==
i
i
h
i
4
=
31,0
8,4
00.1
5
4
==
i
i
h

i
5
=
21,0
8,4
66.0
5
5
==
i
i
h
Ta xác định các số răng của các bánh răng trên trục trung gian với giả
thiết các bánh răng đều có cùng mô đun và góc nghiêng của răng nh đã chọn.
Z1=
34
)55,11.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
1
1
=
+
=
+ im
A
n

Z2=
47
)85,01.(3
20cos.125.2
)1(
cos.2
2
2
=
+
=
+ im
A
n

Z3=
59
)477,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
3
3
=
+
=
+ im
A
n

Z4=
67
)31,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
4
4
=
+
=
+ im
A
n

Z5=
72
)21,01.(3
20cos125.2
)1(
cos.2
5
5
=
+
=
+ im
A
n

Với Z1, Z2, Z3, Z4, Z5: Số răng của các bánh răng chủ động tơng ứng với
các số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục trung gian của hộp số.
Để đảm bảo triệt tiêu đợc lực dọc trục ta cần bố trí các bánh răng sao cho
thoả mãn các điều kiện sau:
tg
1
=
0
1
5
1
75,917,020
72
34
.
'
'
===

tgtg
Z
Z
tg
2
=
0
2
5
2

37,1324,020
72
47
.
'
'
===

tgtg
Z
Z
- 11 -
tg
3
=
0
3
5
3
6,163,020
72
59
.
'
'
===

tgtg
Z
Z

tg
4
=
0
4
5
4
7,18339,020
72
67
.
'
'
===

tgtg
Z
Z
tg
5
=
0
1
5
5
75,917,020
72
34
.
'

'
===

tgtg
Z
Z
Ta tính chính xác lại số răng của các bánh răng trên trục trung gian
Z1=
36
)55,11(3
76,9cos125.2
)1(
cos.2
1
1
=
+
=
+ im
A
n

Z2=
49
)85,01(3
37,13cos125.2
)1(
cos.2
2
2

=
+
=
+ im
A
n

Z3=
60
)477,01(3
6,16cos125.2
)1(
cos.2
3
3
=
+
=
+ im
A
n

Z4=
67
)31,01(3
7,18cos125.2
)1(
cos.2
4
4

=
+
=
+ im
A
n

Z5=
72
)55,11(3
75,9cos125.2
)1(
cos.2
5
5
=
+
=
+ im
A
n

- Số răng của bánh răng ăn khớp với chúng(Số răng của bánh răng bị động t-
ơng ứng với số truyền 1,2,3,4,5 đặt trên trục thứ cấp của hộp số).
Z1=i
1
xZ1=1,55x36=56
Z2=i
2
xZ2=0,85x49=42

Z3=i
3
xZ3=0,477x60=29
Z4=i
4
xZ4=0,31x67=21
Z5=i
5
xZ5=0,21x72=16
- Ta tính chính xác lại tỷ số truyền i
1
,i
2
,i
3
,i
4
,i
5
i
1
=
643,0
56
36
1
1'
==
Z
Z

i
2
=
17,1
42
49
2
2'
==
Z
Z
i
3
=
07,2
29
60
3
3'
==
Z
Z
i
4
=
19,3
21
67
4
4'

==
Z
Z
i
5
=
5,4
16
72
5
5'
==
Z
Z
- Xác định tỷ số truyền trong hộp số i
hs1
, i
hs2
i
hs3
i
hs4
i
hs5
.
i
hs1
=
7
1'.5

1.5'
=
ZZ
ZZ
- 12 -
i
hs2
86,3
2'.5
2.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs3
175,2
3'.5
3.5'
=
ZZ
ZZ
i
hs4
41,1
4'.5
4.5'
=
ZZ
ZZ
i

hs5
1
5'.5
5.5'
=
ZZ
ZZ
- Xác định kích thớc hình học của bánh răng
Chọn mô đun của cặp bánh răng thờng tiếp: m
n
=3
* Chọn cặp bánh răng thờng tiếp: là bánh răng trụ răng nghiêng số
răng Z5=16; Z5=16x4,5=72
Góc nghiêng của cặp bánh răng
5
=9,75
Hệ số dịch chỉnh x=0.
Hệ số chiều cao đỉnh răng: h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
=1,25
Góc prôphin gốc: =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
5cos

tg
)=arctg(
75,9cos
20tg
)=20,27
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(
A
A
t

cos.
)=arccos(
139
27,20cos.139
)=20,27
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
1
=
7,48
75,9cos
3.16
cos
.5
5

==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+2.m=54,7 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f1
=d
1
-2,5.m=41,7 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
Trong đó hệ số
ba
phụ thuộc vào độ cứng mặt răng làm việc, loại bánh răng,
số truyền và tải trọng. Theo bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí tạp I/T97 ta chọn
ba
=0,19
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia : d
2
=

17,219
75,9cos
372
cos
.5'
5
==
xmZ

[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a2
=d
2
+2m =219,17+2.3=225,17 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f2
=d
2
-2,5m =219,17-3.2,5=211,17 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
.A=0,19.139=26,41 [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=42; Z2=49

Góc nghiêng
2
=13,37
0
- 13 -
Hệ số dịch chỉnh x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
*
=1,25
Góc prôphin gốc : =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
2cos


tg
)=arctg(
75,139cos
20tg
)=21,03
0
Góc ăn khớp :
tw
=arccos(

A
A
t

cos.
)=arccos(
139
03,21cos.139
)=21,03
0
+ Với bánh răng chủ động :
Đờng kính vòng chia : d
2
=
1,151
37,13cos
3.49
cos
.2'
2
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a2
=d
2
+2.m=157,1 [mm]
Đờng kính đáy răng: d

f2
=d
2
-2,5.m=143,6 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,18x139=25,02 [mm]
* Cặp bánh răng số 3: Chọn mô đun của cặp bánh răng là m=3 là bánh răng
trụ răng nghiêng có Z3=29; Z3=60
Góc nghiêng răng :
3
=16,6
0
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng : h
f
=1,25
Góc prôphin gốc : =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
3cos

tg
)=arctg(
6,16cos
20tg
)=20,80
0
Góc ăn khớp:
tw
=arccos(
A
A
t

cos.
)=arccos(
139
80,20cos.139
)=20,80
0
+ Với bánh răng chủ động:
Đờng kính vòng chia: d
3
=
78,90
6,16cos
3.29
cos
.3
3
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=96,78 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=83,28 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia : d
3
=
83.187
6,16cos
3.60
cos
.3'
3
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=193,83 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=180,33 [mm]
Chiều rộng vành răng : b
1
=
ba
xA=0,19x139=26,41 [mm]
* Cặp bánh răng số 4: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 4 là m=3 là cặp
bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số
Số răng : Z4=21; Z4=67
- 14 -
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Góc nghiêng răng là
4
=18,7
0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*
=1
Hệ số chiều cao chân răng : h

f
=1,25
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
4cos


tg
)=arctg(
7,18cos
20tg
)=21,02
0
Góc ăn khớp:
tw
=arccos(
A
A
t

cos.
)=arccos(
139
80,20cos.139
)=21,02
0
+ Với bánh răng chủ động:
Đờng kính vòng chia: d
3

=
51,66
7,18cos
3.21
cos
.4
4
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=72,51 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=59,01 [mm]
Chiều rộng vành răng: b
1
=
ba
xA=0,22x139=30,58 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia: d
3
=

20,212
7,18cos
3.67
cos
.3'
3
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a4
=d
4
+2.m=218,20 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=204,70 [mm]
Chiều rộng vành răng: b
1
=
ba
xA=0,22x139=30,58 [mm]
* Cặp bánh răng số 1: Chọn mô đun của cặp bánh răng số 1 là 3 là cặp
bánh răng trụ răng thẳng có số răng là: Z1=56; Z1=36
Hệ số dịch chỉnh: x=0
Hệ số chiều cao đỉnh răng : h
*

=1
Hệ số chiều cao chân răng: h
f
*
=1,25
+ Với bánh chủ động
Đờng kính vòng chia: d
1
=Z
1
xm=56x2=112 [mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+2.m=116 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=107 [mm]
Góc prôphin gốc: =20
0
Góc prôphin răng:
t
=arctg(
1
cos

tg
)=arctg(
0cos
20tg
)=20
0
Góc ăn khớp:
tw
=arccos(
A
A
t

cos.
)=arccos(
139
20cos.139
)=20
0
Chiều rộng vành răng: b
1
=
ba
xA=0,25x139=34,75 [mm]
+ Với bánh răng bị động
Đờng kính vòng chia: d
3
=
134
0cos

2.67
cos
.1'
1
==

mZ
[mm]
Đờng kính đỉnh răng: d
a3
=d
3
+2.m=138 [mm]
Đờng kính đáy răng: d
f3
=d
3
-2,5.m=129 [mm]
- 15 -
Chiều rộng vành răng: b
1
=
ba
xA=0,25x139=34,75 [mm]
3.3 Tính toán thiết kế cặp bánh răng
Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X, HRC=50ữ59,[
b
]=1000Mpa, ,
[
c

]=800Mpa, Nhiệt luyện thấm nitơ
Với cặp bánh răng số 5 là cựp bánh răng thờng tiếp chọn độ cứng cao hơn
HRC= 58. Các cặp bánh răng khác chọn HRC=50
3.3.1 Tính cặp bánh răng thờng tiếp :
Mô men tính toán xác định theo động cơ trên trục sơ cấp :
Ta có M
emax
=410 Nm
Mô men tính toán xác định theo bám
M
b
=G

0
max

.
.
iii
r
pa
k

Trong đó r
k
bán kính tính toán của xe chủ động : r
k
=.r
Với là hệ số biến dạng của lốp; nằm trong khoảng từ 0,93ữ0,935 . chọn
=0,935 ; r=

559,0
1000
4,25
.
2
20
12
1000
4,25
2
=






+=






+
d
b
[m]

M

b
=54,39 KGm=543,9 Nm
Mô men tính toán đợc chọn giá trị nhỏ nhất trong hai gia trị. Do đó ta chọn
M
n
=410 Nm
*Tính cặp bánh răng số 2:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .

F1
=
[ ]
1
1
1

2
F
ww
FFtt

mdb
YYYKM




F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y


Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=25,02 mm ; d
w1

- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=151,1 mm


hệ số trùng khớp dọc:

=b
W
.
614,0
14,3.3
37,13sin
.02,25
.
sin
==
m



- Hệ số trùng khớp


=
627,1cos)]
2
1
1

1
(29,388,1[ =






+

ZZ
Y

=1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y

=0,599
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y

=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
- 16 -
Y
F1
,Y
F2

là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,7; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F

. K
F

K
FV

K
F

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

=1,05;
K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F

=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1

F1
=743,53 [MPa]

F2
=743,53.3,6/3,7=723,43 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC

F
KK
S

lim0

Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=

òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[

F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Tính cho cặp bánh răng số 3:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt

quá giá trị cho phép .

F1
=
[ ]
1
1
1

2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM



- 17 -

F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F

F
Y
Y


Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=26,41 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=90,78 mm


hệ số trùng khớp dọc:

=b
W
.
8,0
14,3.3
6,16sin
.41,26
.

sin
==
m



- Hệ số trùng khớp


=
72,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =






+

ZZ
Y

=1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y

=0,582
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y

=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F

. K
F

K

FV

K
F

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

=1,05;
K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F

=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86

K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1

F1
=726,53 [MPa]

F2
=726,53.3,62/3,7=710,082 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

lim0

Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2

=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N

FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
- 18 -
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .

* Tính cho cặp bánh răng số 4:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .

F1
=
[ ]
1
1
1

2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM

F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y


Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=30,58 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1

=66,51 mm


hệ số trùng khớp dọc:

=b
W
.
041,1
14,3.3
7,18sin
.58,30
.
sin
==
m



- Hệ số trùng khớp


=
67,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =

+

ZZ
Y

=1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y

=0,599
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y

=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y

F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F

. K
F

K
FV

K
F

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

=1,05;
K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F

=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1

F1
=728,54 [MPa]

F2
=728,54.3,62/3,7=712,79 [Mpa]
- 19 -
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

lim0

Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S
F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F

N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6
lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2

[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền .
* Tính cho cặp bánh răng số 1:
Mô men tính toán xác định từ động cơ trên trục trung gian
M
đc
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 Nm
Chọn mô men tính toán M
tt
=1968 Nm
*Kiểm bền cho bánh răng theo ứng suất uốn:
Để đảm bảo bền uốn thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt
quá giá trị cho phép .

F1

=
[ ]
1
1
1

2
F
ww
FFtt
mdb
YYYKM




F2
=
F1
.
[ ]
2
1
2
F
F
F
Y
Y

Trong đó: M
tt
- Mô men tính toán trên trục chủ động M
tt
=1968 Nm
m=3; b
w
=34,47 mm ; d
w1
- Đờng kính vòng lăn của bánh răng chủ động
d
w1
=168 mm


hệ số trùng khớp dọc:

=b
W
.
0
14,3.3
0sin
.58,30
.
sin
==
m

- Hệ số trùng khớp


=
79,1cos)]
2
1
1
1
(29,388,1[ =






+

ZZ
Y

=1/

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y

=0,558
Y

hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y

=1-
2
/140=1-0,349/140=0,997
Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của 2 bánh răng. Theo bảng 6.18 TTTKCTM tập 1
ta đợc : Y
F1
=3,62; Y
F2
=3,7
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn . K
F
= K
F

. K
F

K
FV

- 20 -
K

F

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

=1,05;
K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các cặp răng ăn
khớp, theo bảng 6.14 phụ lục TTTK CTM ta có : K
F

=1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
[
F1
], [
F2
] là ứng suất cho phép của bánh răng chủ động và bị động.
Theo bảng P2.3 phụ lục TTTK CTM ta có K
FV
=0,86
K
F
=1,05.1,22.0,86=1,1

F1
=729,54 [MPa]

F2
=729,54.3,62/3,7=713,77 [Mpa]
[
F1
]=
FLFC
F
KK
S

lim0

Với
0lim
là ứng suất uốn cho phép với với chu kỳ cơ sở, theo bảng 6.2 TTTK
CTM ta có
0lim1
= 920 MPa =920.10
6
N/mm
2
;
0lim2
=900 N/mm
2
S

F
là hệ số an toàn khi tính về uốn, theo bảng 6.2 ta có S
F
=1,75
K
FL
là hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền. K
FL
=
òNE
FO
F
N
N
m
m
F
=9; N
FO
=4.10
6
N
FE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng lấy N
FE
=N
FO
=4.10
6

lúc này ta
có K
FL
=1
K
Fc
hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải ; K
FC
=1
[
F1
]=920/1,75=525,71 N/mm
2
[
F2
]=900/1,75=514,29 N/mm
2
Ta thấy
F1
<[
F1
];
F2
<[
F2
] nên cặp bánh răng thờng tiếp đảm bảo bền.
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
ng suất tiếp xúc :

H

=Z
M
.Z
H
.Z
[ ]
H
w
w
Htt
dib
iKM


+
1
2
1
1

)1( 2
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5TTTK CTM ta có Z
M
=234 và theo bảng 6.12 ta có Z
H
=1,67
Z=

75,0
1
=


với

là hệ số trùng khớp dọc


=[1,88-3,29((1/Z1+1/Z2)]cos]=1,79
K
H
hệ số tải trọng khi tính bền về sức bền tiếp xúc: K
H
=K
H

.K
H

.K
HV
K
H

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.7 TTTK CTM ta có K
H

=1,17
- 21 -
K
H

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong cho các cặp bánh răng
đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 TTTK CTM ta có K
H

=1,05
K
HV
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo bảng
6.13 và phụ lục P2.3 TTTKCTM ta có K
HV
=0.91
K
H
=1,17.1,05.0,91=1,12

H
=234.1,67.0,774
=
+
2
75,34.643,0.168
)1643,0(12,1.1968.2
69
[
H

]=
0
Hlim
.K
HL
/S
H
Theo bảng 6.2 TTTKCTM ta có

0
Hlim
=1050 MPa =1050N/mm
2
S
H
=1,2; K
HL
=1
[
H
] =1050.1/1,2=875 N/mm
2
. Do đó
H
<[
H
] thoả mãn điều kiện bền
3.4 Tính toán thiết kế trục
3.4.1 Các thông số ban đầu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 12XH3A thấm các bon có []=60 Mpa

* Xác định kích thớc sơ bộ của trục
Với trục sơ cấp: d
1
=10,6
3
maxe
M
=10,6
3
410
=78,75 [mm]
Với trục trung gian: d
2
=0,45.A=0,45.139=62,55 [mm]
Chiều dài trục trung gian: l
tg
=
368
17,0
2
=
d
[mm]. Trong đó d
2
=(0,16 0,18)l
tg
ta
chọn d
2
=0,17l

tg
Với trục thứ cấp: d
3
=0,45.A=62,66 [mm]
Chiều dài trục thứ cấp: l
tc
=
5,347
18,0
3
=
d
[mm]. Trong đó d
3
=(0,18 0,21)l
tc
ta
chọn d
3
=0,18l
tc
*Khoảng cách giữa các ổ đỡ và bánh răng trên trục :
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục sơ cấp : l
sc
=169 mm
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục trung gian : l
tg
=363 mm
Khoảng cách giữa 2 ổ đỡ trục thứ cấp : l
tc

=352 mm
* Khoảng cách giữa các gối đỡ
Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục thứ cấp đến ổ đỡ
phía sau trục thứ cấp:
- Số I: l
Itc
=61mm
- Số II: l
Iitc
=129 mm
- Số III: l
IIItc
=219 mm
- Số IV: l
Ivtc
=251 mm
Chọn khoảng cách từ vị trí lắp bánh răng các số trên trục trung gian đến ổ
phía sau trục trung gian:
- Số I: l
Itg
=61 mm
- 22 -
- Số II: l
Iitg
=133 mm
- Số III: l
IIItg
= 218 mm
- Số IV: l
Ivtg

=259 mm
- Cặp bánh răng thờng tiếp cách ổ đỡ cuối trục sơ cấp :
l
t
=348 mm
- Cặp bánh răng thờng tiếp cách ổ đỡ cuối cùng của trục sơ cấp
l
t
=20 mm
3.4.2 Tính toán kích thớc của hộp số :
3.4.3 Trục trung gian
Mô men xoắn của trục khi ở số truyền I:
- Mô men xoắn của trục :
M
tg1
=M
emax
.i
a
=410.4,8=1968 [Nm]
- Các lực từ bánh răng số 1 tác động lên trục:
* Lực vòng :
F
t1
=23,43.10
3
N
* Lực hớng kính :
F
r1

=F
t
.tg
w
=8,53.10
3
N
* Lực chiều trục
F
a
=0
- Các lực từ cặp bánh răng thờng tiếp tác dụng lên trục:
+ Lực vòng: F
t2
=
3
10.43,23=
t
t
r
M
N
+ Lực hớng kính : F
r2
=F
tw
.tg
w
=8,52.10
3

N
+ Lực dọc trục : F
a
=F
t
.tg=4,026.10
3
N
* Tính phản lực tại các gối đỡ:
Viết các phơng trình cân bằng mô men tại các gối đỡ ta có:
Phản lực theo phơng Y:
R
BY
=20,66. 10
3
N
R
AY
=26,19.10
3
N
Phản lực theo phơng X:
R
AX
=9,53.10
3
N
R
BX
=7,52.10

3
N
Mô men uốn và mô men xoắn tại tiết diện lắp bánh răng số 1 theo phơng
X,Y
M
uX
=1,21.10
5
Nmm
M
uY
=0,46.10
5
Nmm
Mô men uốn tổng cộng: M
1
=
5
22
10.3,1=+
uYuX
MM
Nmm
Mô men uốn, xoắn tại tiết diện lắp bánh răng thờng tiếp theo phơng X,Y
M
uX
=3,75.10
5
Nmm
M

uY
=1,51.10
5
Nmm
- 23 -
Xác định ứng suất tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm:
=
][1,0/
3222

<++ dMMM
uZuY
uX
3.4.4 Chọn ổ lăn và đồng tốc cho hộp số
*Chọn ổ lăn
Trục hộp số là việc trong điều kiện khắc nghiệt, chịu lực hớng kính nên ta
chọn ổ phải đảm bảo chịu lực dọc trục
3.4.4.1 Chọn ổ cho trục thứ cấp
* Chọn ổ đầu trục
Đầu trực thứ cấp nằm trong hốc của cặp bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp
chịu lực hớng kính. Ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ, không cho phép trục bị lệch,
khả năng chịu tải lớn, dễ lắp ghép, ta chọn kiểu ổ 12200 vì ổ nằm trong hốc
bánh răng thờng tiếp trên trục sơ cấp nên ta chọn ổ có đờng kính ngoài bằng
đờng kính trong của trục sơ cấp. Theo bảng P2.8TTTK dẫn động cơ khí ta có
thông số kích thớc của các ổ nh sau:
Ký
hiệu
d
(mm)
D

(mm)
B
mm
r1
mm
r2
mm
Đờng
kính
C
KN
C
0
KN
- 24 -
con
lăn
chiều
dài con
lăn mm
2208 40 80 18 2 2 10 33,7 24
*Chọn ổ cuối trục.
Theo trên ta chọn ổ thuộc loại ổ bi đỡ chặn có khả năng chịu lực dọc trục
và lực hớng kính
Kiểu ổ d
mm
D
mm
B=T
mm

r
mm
r1
mm
C
KN
C
0
KN
36212 60 110 22 2,5 1,2 48,2 40,1
3.4.4.2 Chọn ổ cho trục trung gian
* Chọn ổ cho đầu trục
Theo điều kiện làm việc ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn có thông số cơ bản nh
sau:
Ký
hiệu
con
lăn
d
(mm)
D
(mm)
B
mm
r1
mm
r2
mm
Đờng
kính

chiều dài
con lăn
mm
C
KN
C
0
KN
2213 65 120 23 2,5 2,5 13 62,1 48,6
* Chọn ổ ở cuổi trục
Điều kiện làm việc của ổ vừa chịu lực dọc trục vừa chịu lực hớng kính nên
ta chọn ổ bi đỡ chặn với các thông số sau:
Kiểu ổ d
mm
D
mm
B=T
mm
r
mm
r1
mm
C
KN
C
0
KN
46313 65 140 33 3,5 2,0 89,00 76,40
3.4.4 3 Chọn ổ cho trục sơ cấp
Chọn ổ cho trục sơ cấp theo yêu cầu làm việc cần phải đảm bảo điều kiện

công nghệ lắp ráp nên ta chọn ổ cho trục sơ cấp là ổ bi đỡ chặn có đờng kính
lớn hơn đờng kính đỉnh răng của bánh răng trên trục sơ cấp
Kiểu ổ d
mm
D
mm
B=T
mm
r
mm
r1
mm
C
KN
C
0
KN
46207 35 72 17 2,0 1,0 22,7 16,6
- 25 -