Thiết kế hộp số cơ khí cho xe con, 3 trục 4 tay số

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
1

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU 2
CHƯƠNG 1:CHỌN SƠ ĐỒ CỦA HỘP SỐ 4
CHƯƠNG 2:CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ
VÀXÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC CƠ BẢN 5
2.1: Chế độ tải trọng khi thiết kế 5
2.2: Xác định khoảng cách giữa các trục 5
2.3 Chọn modun bánh răng 6
2.4 Xác định số răng của bánh răng 6
2.5 Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng 7
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN SỨC BỀN HỘP SỐ 10
3.1 Chế độ tải trọng để tính toán hộp số………………………………… 10
3.2 Tính toán sức bền bánh răng 15
3.3 Tính toán trục hộp số .12
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ CHỌN Ổ LĂN ……………………17
KẾT LUẬN……………………………………………………………………19
TÀI LIỆU THAM KHẢO………… ……………………………………… 20

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
2


LỜI NÓI ĐẦU

Xu hướng hiện nay ở việt nam số lượng ôtô - máy kéo ngày càng được sử dụng
càng nhiều.Ôtô - máy kéo đóng một vai trò quan trọng trong sự nghiệp CNH-
HĐH ở nước ta.Để hoà nhập với xu hướng phát triển chung của đất nước và thế
giới thì trong ngành ôtô nói riêng phải không ngừng tăng số lượng về xe mà
còn phải chú trọng cải tiến nâng cao mẫu mã chất lượng để tăng hiệu quả sử
dụng và tính năng an toàn cho xe.Trên cơ sở đó em được giao đề tài Tính toán
thiết kế hộp số 3 trục xe ôtô con.
Với kiến thức có hạn do vậy trong quá trình làm TKMH sẽ không tránh khỏi
những sai xót. Em rất mong được sự sự chỉ bảo tận tình của các thầy trong Bộ
môn Cơ khí ôtô trường ĐH Giao Thông Vận Tải. Em xin chân thành cảm ơn
thầy giáo PGS.TS Nguyễn Văn Bang đã tận tình hướng dẫn em hoàn thành đồ
án môn học này!
Sinh viện:

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
3


Đề Bài:
Thiết kế hộp số ô tô: xe con
Với các thông số:
Loại hộp số: 3 trục
Bánh xe:6,5-13

M
emax
: 8,9 (KG.m),
G
a1
=632 (KG);
G
a1
= 713 (KG),
N
emax
: 60 (ML)
Số tay số: 4
Tỉ số truyền hộp số - TLC:
+Số 1:3,75
+Số 2: 2,3
+Số 3:1,49
+Số 4: 1,0
+L :
+TLC:4,3

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
4

CHƯƠNG I: CHỌN SƠ ĐỒ CỦA HỘP SỐ

Chọn loại hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm , 4 cấp ( 4 số
tiến và 1 số lùi ) và có số 4 là số truyền thẳng .
Các bánh răng luôn ăn khớp là các bánh răng trụ răng nghiêng . Dùng
bánh răng trụ răng nghiêng có ưu điểm là giảm được tiếng ồn và lực va đập
nhưng cũng có những phiền phức như phải dùng kèm với bộ đồng tốc, do đó
kích thước hộp số sẽ tăng lên , mặt khác khi sang số phải khắc phục mômen

quán tính lớn làm cho răng hoặc mặt ma sát của bộ đồng tốc phải chịu tải
trọng động .
Ta có :
Số 1,2 và số lùi được gài bằng khớp then hoa
Số 3;4 được gài bằng bộ đồng tốc
Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục
trung gian
Sơ đồ động của hộp số được trình bầy như trên hình vẽ :

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
5

CHƯƠNG II:
CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ VÀ
XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN

2.1 Chế độ tải trọng khi thiết kế.
1.Tải trọng từ động cơ đến chi tiết đang tính của hộp số:
M
t
=
i
M
hi
e
.
max
[N.m]
.
M
t
: Mômen tính toán ở chi tiết cần tính [N.m]
.

M
emax
:Mômen cực đại của động cơ [N.m]
.
i
hi
:Tỉ số truyền từ động cơ đến chi tiết cần tính
2. Tải trọng từ bánh xe chủ động đến chi tiết cần tính toán theo điều kiện
bám lớn nhất của cánh xe với mặt đường.
i
r
M
t
bx
Z



max
max


[N.m]
.

Z
:Tổng phản lực của mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ
động [N]

Z

=
G
a
=1345 [N]
.

max
:Hệ số bám lớn nhất của bánh xe với mặt đường-

max
=0,7
.
i
t
:Tỉ số truyền tính từ bánh xe chủ động đến chỉ tiết cần tính
iii
hit
.
0


.
r
bx
:Bán kính bánh xe
Ta có:
)(4044,25)
2
( mm
d

B
r
b



rr
bbx
.



với

:Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp-
934,0



]m[378,0]mm[34,377404.934,0
r
bx


Sau khi tính toán xong
MM
t max
,

giá trị nào nhỏ hơn sẽ được chọn để

tính toán.

i
hi

75,3
1

i
h

3,2
2

i
h

49,1
3

i
h

0,1
4

i
h

M

t
[N.m]
700,4
448,8
268,6
170
M
max

[N.m]
1467,8
1467,8
1467,8
1467,8
TS chọn
170




2.2 Xác định khoảng cách giữa các trục
Vì hộp số có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ được tính
3
max
.
M
e
aA 
[mm]
.

M
emax
:Mômen cực đại của động cơ [N.m]
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
6
.a:Hệ số kinh nghiệm - Với xe con:a=18,5
5,102965,18A
3


[mm] Ta chọn:
5,102
A
boso


[mm]
2.3 Chọn môđun bánh răng: m
Chọn môđun theo công thức kinh nghiệm:
M
n
= (0,032 – 0,040)A; chọn m
n
=3,5
Chọn góc nghiêng
20



2.4 Xác định số răng của các bánh răng
1. Cặp bánh răng luôn ăn khớp
Số răng của bánh răng chủ động : Chọn theo điều kiện không cắt chân
răng, nghĩa là
13
Z
a
; chọn
16
Z
a

Số răng của bánh răng bị động:
m
Z
n
a
A

cos2
'
-
0386,3916
5,3
9396,0.5,102.2
Z
a

Làm tròn:
39

Z
a


Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:
44,2
16
39
'
Z
Z
i
a
a
a


2. Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài số:
Ta có:
iii
giahi
.

Với
i
gi
là tỉ số truyền của cặp bánh răng được gài.
-Tay số 1:
69,1
44,2

75,3
1
1

i
i
i
a
h
g

-Tay số 2:
08,1
44,2
3,2
2
2

i
i
i
a
h
g

-Tay số 2:
65,0
44,2
49,1
3

3

i
i
i
a
h
g

3. Số răng của các bánh răng dẫn động gài số ở trục trung gian:
-Số 1:
78,21
)69,11(5,3
.5,102.2
)1(
A2
im
Z
1gn
1g





,
-Số 2:
64,26
)08,11.(5.3
93969,0.5,102.2

)1(
cosA2
im
Z
2gn
2g







-Số 3:
46,33
)65,01(5,3
9396,0.5,102.2
)1(
cosA2
im
Z
3gn
3g







Làm tròn:
22
Z
1g



27
Z
2g



34
Z
3g


4.Số răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp:
i
ZZ
gi
gigi
.'

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
7
-Số 1:
18,3722.69,1.'

iZZ
1g1g1g

Làm tròn
37
'
Z
1g


-Số 2:
16,2927.08,1.'
iZZ
2g2g2g

Làm tròn
29
Z
2g
'


-Số 3:
1,2265,0.34.'
iZZ
3g3g3g

Làm tròn
22
Z

3g
'


5. Xác định lại tỉ số truyền của các cặp bánh răng gài số:
Z
Z
i
gi
gi
gi
'


-Số 1:
68,1
22
37
'
Z
Z
i
1g
1g
1g


-Số 2:
07,1
27

29
'
Z
Z
i
2g
2g
2g


-Số 3:
65,0
34
22
'
Z
Z
i
3g
3g
3g


xác định số răng trục số lùi ta chọn theo điều kiênj không cắt chân răng thì
13Z
L

.Ta chọn Z
l1
= 16; Z

l2
= 13
6. Xác định lại tỉ số truyền của hộp số:
iii
giahi
.

-Số 1:
1,468,1.44,2.
iii
1ga1h


-Số 2:
61,207,1.44,2.
iii
2ga2h


-Số 3:
65,0.44,2.
iii
3ga3h

= 1.586
7. Tính chính xác khoảng cách trục: A
-Cặp luôn ăn khớp:
43.102
cos2
)'(

ZZm
A
aan
a




[mm]
-Cặp gài số 1:
25.103
cos2
)'(
ZZm
A
1g1gn
1




[mm]
-Cặp gài số 2:
29.104
cos2
)'(
ZZm
A
2g2gn
2





[mm]
-Cặp gài số 3:
29.104
cos2
)'(
ZZm
A
3g3gn
3




[mm]
Chọn
]mm[43.102
AAA
31c

khi đó có sự sai lệch giữa khoảng cách
các trục, ta chọn giải pháp dịch chỉnh góc các bánh răng của các cặp luôn ăn
khớp và cặp gài số 2.

2.5 Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng:
1. Xác định hệ số dịch chuyển các trục:

A
AA
c



0

Với
00063,0
5,102
5,10243,102
43.102
0
c
A





TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
8
2. Tổng số dịch chỉnh tương đối

0
và góc

:

Với cặp luôn ăn khớp:
00063,0
0




5419
'



Với cặp bánh răng gài số 2:
.00063.0
0




5419
'


2. Hệ số dịch chỉnh tổng cộng:

t


21


t
.

1
:Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng
Z
1

.

2
: Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng
Z
2

Với cặp bánh răng gài số 1:
0093.0
2
t
21




4. Kiểm tra

1
và

2

:
-Số răng tương đương :

cos
3
Z
Z
td

Ta có:
54.32
Z
td2

và
95.34
Z
'
td2


9.40
Z
td3

và
5.26
Z
'
td3



3873.0
COS
tg
tg
n0
a0







-Hệ số dịch chỉnh tổng cộng:
+Bánh răng luôn ăn khớp:
0186.0)'(.5,0
ZZ
11
0t



+Bánh răng gài số 2:
1764.0)'(.5,0
ZZ
2g2g
0t




Bảng II: Thông số hình học của bánh răng trụ răng nghiêng không dịch
chỉnh số 2
Tên gọi
KH
Gài số 1
Bánh nhỏ : Bánh lớn
Gài số 2
Bánh nhỏ : Bánh lớn
Tỉ số truyền
i
1.68
1.07
Môđun
m
n
,
m
s
3.5
3.5
Bước pháp tuyến
t
n
,t
s
10.99
11.49
Góc nghiêng của răng



0
o
21
0
10’
Môđun mặt đầu
m
s

0
3.66
Bước mặt đầu và cơ sở
s
0
t,
t

10.33
10.7
Đường kính vòng chia

D
77 : 129.5
98,82 : 106.14
Đường kính vòng đỉnh
D
d

83.93 : 136.93
105.98 :113.3
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
9
Đường kính vòng đáy
D
c

68.19 : 120.68
91,44 : 96,93
Chiều cao răng
H
7.79
8.18
Chiều rộng vành răng
B
17.5
28
Khoảng cách trục
A
102.43
104.29
Góc ăn khớp

n

19
o
54’

19
o
54’


Bảng III: Thông số hình học của các cặp bánh răng trụ răng nghiêng dịch chỉnh
góc

Tên gọi
KH
Cặp luôn ăn khớp
Bánh nhỏ : Bánh lớn
Cặp gài số 3
Bánh nhỏ : Bánh
lớn
Tỉ số truyền
i

2.44
0.65
Môđun
m

3.5
3.66
Bước răng
t

10.99
11.49

Góc profin

0

20
o

10
21
'


Bước cơ sở
t
0

10.99
10.7
Khoảng cách trục khi
(
0

t
)
A

102.5
104.29
Khoảng cách trục khi
(

0

t
)
A
c

102.5
102.48
Hệ số thay đổi khoảng
cách trục

0

0
-0.00063
Tổng hệ số dịch chỉnh

t

0
-0.0166
Phân cho bánh nhỏ

1

0
-0.0083
Phân cho bánh lớn


2

0
-0.0083
Độ dịch chỉnh ngược

h
0

0
0.05
Đường kính vòng chia
d

58.56 :
142.74
124.44 : 80.52
Đường kính vòng cơ
sở
d
0


116.04 : 75.08
Đường kính vòng đỉnh
D
d

65.06 :
149.74

131.6 :
87.68
Đường kính vòng đáy
D
c

49.8 : 134
115.23 : 71.3
Chiều cao răng
h

7.8
3.6
Chiều rộng vành răng
B
28
28

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
10


CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN HỘP SỐ

3.1 Chế độ tải trọng để tính toán hộp số:
1. Mômen truyền đến các trục hộp số

Bảng IV:
Tên

gọi
Từ động cơ truyền đến

Công thức[kN.m] Giá trị
Theo bám từ bánh xe truyền đến

Công thức[kN.m] Giá trị
Trục
sơ cấp

MM
es

0,17
ii
r
G
M
h
bxs
10
max
max




0.36

Trục

trung
gian

i
MM
a
etg
.
0.42
ii
r
G
M
g
bxtg
10
max
max




0.87
Trục
thứ
cấp
Số 1
Số 2
Số 3
i

MM
hi
e
i
tc
.

i
MM
h
etc
1
1
.
0.7
i
MM
h
etc
2
2
.
0.45
i
MM
h
etc
3
3
.

0.27



i
r
G
M
bxs
0
max
max




1.46


Trong đó: .
i
0
: tỉ số truyền TLC -
3,4
0

i

.


max
: hệ số bám lớn nhất -
7,0
max



.
G

: trọng lượng bám ô tô -
KG
G
1345


2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng:
- Lực vòng :
mZ
M
P
t
.
2
3


- Lực hướng kính :



cos
.tgP
R


- Lực chiều trục : Q = P.tg

Bảng V:
Tên gọi
Lực vòng P[N]
Lực hướng kính
R
Lực chiều trục
Q
Cặp luôn ăn khớp
597,7
295
345
Cặp gài số 1
2375
998
1370
Cặp gài số 2
1194
676
689
Cặp gài số 3
655
275
378

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
11

3.2 Tính sức bền bánh răng:
1. Tính sức bền uốn:
Km
KKKKK
.y b
ntb
gctpcmsd
u






.
k
d
: Hệ số tải trọng động bên ngoài -
k
d
=1,5

2.
.
k

ms
: Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động :
k
ms
=1,1
+ Đối với bánh răng bị động :
k
ms
=0,9
.
k
c
: Hệ số tính đến độ cứng của trục và phương pháp lắp bánh răng trên trục
+ Đối với bánh răng côngxon ở trục sơ cấp :
k
c
=1,2
+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp :
k
c
=1,1
.
k
tp
: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các buớc răng khi gia
công gây nên -
k
tp
=1,1


1,3
.
k
gc
: Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng do gia
công gây nên -
k
gc
=1,0
.
k

: Hệ số tính đến độ trùng khớp chiều trục với sức bền của răng [ tra
theo đồ thị]
Từ đó ta tính được :
]/[382
]/[612
]/[687
]/[315
2
3
2
2
2
1
2
cmKG
cmKG
cmKG

cmKG
u
u
u
ua









2. Tính sức bền tiếp xúc :
Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toán ứng suất tiếp xúc
(tương ứng với chế độ tải trọng : Đối với ô tô lấy bằng
2
t
A
) theo công thức :
)
'
11
(
cos.sin'.
cos418,0
rrb
PE
tx






.

: Góc nghiêng của răng
. P : Lực vòng [MN]
. E : Môđun đàn hồi - Đối với thép : E = 2

2,2.10
6
[daN/cm
2
]
. b' : Chiều dài tiếp xúc của răng [m]
.

: Góc ăn khớp
Ta có :
+ b' =
043,0
889,0
02,0
cos


b
[m]

+ Sin20

= 0,34
+ Cos20

= 0,93
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
12
+
][05,0][50
2
100
2
1
1
mmm
d
r


+
][1,0][100
2
200
2
'
'
1
1

mmm
d
r


+
][07,0][70
2
140
2
2
2
mmm
d
r


+
][075,0][75
2
150
2
'
'
2
2
mmm
d
r


+
][0975,0][5,97
2
195
2
3
3
mmm
d
r


+
][0525,0][5,52
2
105
2
'
'
3
3
mmm
d
r


+
][04,0][40
2

80
2
mmm
d
r
a
a


+
][11,0][110
2
220
2
'
'
mmm
d
r
a
a


Ta tính được các ứng suất tiếp :
]/[3,272)
1,0
1
05,0
1
(

93,0.34,0.043,0.2
10.2.10.2375
889,0.418,0
2
56
1
mMN



]/[3,185)
075,0
1
07,0
1
(
93,0.34,0.043,0.2
10.2.10.1194
889,0.418,0
2
56
1
mMN



]/[144)
0525,0
1
0875,0

1
(
93,0.34,0.043,0.2
10.2.10.655
889,0.418,0
2
56
1
mMN



]/[6,145)
11,0
1
04,0
1
(
93,0.34,0.043,0.2
10.2.10.7,597
889,0.418,0
2
56
1
mMN



Như vậy các giá trị của


tx
đều nhỏ thua
][

tx
=1000

2500[MN/m
2
]
3.3 Tính toán trục hộp số.
1. Chọn sơ bộ kích thước các trục :
a: Đối với trục sơ cấp:

][5,4896.6,106,10
3
max
3
1
mm
M
d
e


b: Đối với trục trung gian :

][88,294,66.45,0.45,0
2
mmA

d




l
d
2
2
0,16

l
2
=250[mm]
c: Đối với trục thứ cấp :

d
3
=0,45A=0,45.66,4 = 29,88[mm]

l
d
3
3
=0,18

l
3
=230[mm]
.A : Khoảng các trục

.
dl
22
,
: Đường kính và chiều dài trục trung gian
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
13
.
dl
33
,
: Đường kính và chiều dài trục thứ cấp.
2. Tính trục về sức bền :
Ta có sơ chịu lực của các trục trên
a: Trục sơ cấp:
-Tính phản lực tại các gối :
pp
ppp
ar
arr
.30224.
1
21





 

][19246
2273
2
1
mm
mm
p
p
r
r



R
p
R
pp
a
a
a
aa
.30224.
1
21





 

][7729
913
2
1
mm
mm
p
p
a
a



-Tính trục theo độ bền uốn :
][548708
22
mm
MMM
yxu


]/[608,59
1,0
2
3
][
mmN
u
u
u

u
u
d
M
W
M




- Tính trục theo xoắn :
]/[3520][35,17
.2,0
2
3
mmN
d
T
W
T
x
x
x



-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :
]/[80][
3,6235,178,59
2

22
22
mmN
thth
xuth





b: Trục thứ cấp :
-Tính phản lực tại các gối :
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
14
pp
ppp
r
rr
32
332
.227372. 




 
][7325
5,11467
2

2
mm
mm
p
p
r
r



R
p
R
pp
a
aa
3
2
3
32
.227372. 




 
][2930
4587
3
2

mm
mm
p
p
a
a



-Tính trục theo độ bền uốn :
].[2253831
16651001518946
22
22
mmN
M
MMM
u
yxu



]/[603,57
1,0
2
3
][
mmN
u
u

u
u
u
d
M
W
M




- Tính trục theo xoắn :
]/[3520][12
.2,0
2
3
mmN
d
T
W
T
x
x
x



-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :
]/[80][8,61
2

22
mmN
ththxuth


c:
Trục trung gian :


-Tính phản lực tại các gối :
ppp
pppp
ar
arr
34
354
227.372394. 




 
][3378
5198
5
4
mm
mm
p
p

r
r



RR
p
RR
pp
a
a
a
aa
3
4
3
54
227.372394. 



 
][3567
10766
4
4
mm
mm
p
p

a
a



-Tính trục theo độ bền uốn :
Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức :
][1829681
22
mm
MMM
yxu


]/[6058
1,0
2
3
][
mmN
u
u
u
u
u
d
M
W
M





- Tính trục theo xoắn :
]/[3520][5,12
.2,0
2
3
mmN
d
T
W
T
x
x
x



-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :
]/[80][15,63
2
22
mmN
ththxuth



3. Tính trục theo cứng vững :
.f_Độ võng

.

_Góc xoay
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
15
.



2112

a: Độ võng của trục:
- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOZ:
][01,0
10.214.2.6
538.40.7909
10.214.2.3
)22430.(30).77296816(
6
).3.2(
3
).().(
1
66
2
1
11101111
2
121

1
mmf
f
EJ
babrQ
EJ
babRR
f
aa









- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOY:
][0215,0
10.214.2.6
538.40.7909
10.214.2.3
)22430.(30).192466793(
6
).3.2(
3
).().(
'
1

66
2
1
11101111
2
12
1
mmf
f
EJ
babrQ
EJ
babRR
f
ra








-
- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOZ
][0258,0
10.2.104.2.372.3
5,97.82.227.145.3,8157
10.104.2.372.3
227.145.7517

)(3
).(
)(3

2
77
22
2
33
0333333
33
2
3
2
33
2
mmf
f
EJba
rabbaQ
EJba
abR
f








- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOY :
][078,0'
10.2.104.2.372.3
5,97.82.227.145.3,8157
10.104.2.372.3
227.145.18793
'
)(3
).(
)(3

'
2
77
22
2
33
0333333
33
2
3
2
33
2
mmf
f
EJba
rabbaQ
EJba

abP
f








b: Góc xoay của trục :
- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOZ:
][0049,0
10.214.2.3
314.7909
10.214.2.6
)44890.(30).77296816(
3
).3.(.
6
).3.2.().(
1
66
1
110111112
1
rad
EJ
barQ
EJ

babPR
aa












- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOY:
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
16
][0075,0
10.214.2.3
314.7909
10.214.2.6
)44890.(30).192466793(
3
).3.(.
6
).3.2.().(
'
1
66

1
110111112
1
rad
EJ
barQ
EJ
babPP
ra












- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOZ:
][0046,0
10.214.2.372.3
38721.3,8157
10.214.2.372.3
82.145.224.7517
)(3
) (
)(3

).(
2
77
2
33
2
333
2
33
33
33333
2
rad
EJba
babaQ
EJba
ababR












- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOY:

][0082,0'
10.214.2.372.3
38721.3,8157
10.214.2.372.3
82.145.224.18793
'
)(3
) (
)(3
).(
'
2
77
2
33
2
333
2
33
33
33333
2
rad
EJba
babaQ
EJba
ababP













Góc xoay tổng cộng :
][01,00094,0'
2
2
2
2
rad



TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
17
CHƯƠNG IV:
TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ CHỌN Ổ LĂN

Chế độ tải trọng trong tính toán ổ lăn :
MM
etb max
.




với

: Hệ số sử dụng mômen xoắn.

94,0
]/[2,12
1000.16
42,736.65.2
.10.41,0.10.136,096,0
max
262







TkW
m
N
N
NN
e
r
rr

Từ đó ta có :

].[024,96,9.94,0 mkG
M
tb



Tính toán khả năng làm việc của ổ :
Ta có :
3,0
1
) (
tttdtd
hnKKKRC 

.
1
K
: Hệ số tính đến vòng nào của ổ bi quay _

1
K
=1,35
.
d
K
: Hệ số tính đến tảI trọng động
d
K
=1,5
.
t
K
: Hệ số tính đến ảnh hưởng của chế độ nhiệt _
t
K
=1
.
t
n
: Số vòng quay tính toán _
bx
htb
t
r
iiV
n
.377,0

0



Lấy
]/[2,1456]/[35 pvhkm
nv
ttb


.
h
t
: Thời gian làm việc của ổ lăn :

][42,4571
35
160000
h
V
S
tb
t
h


3,87/80
8,7/10;4,1/3;2,0/1;01,0/1,0
5
4321





-
]/[127658];/[24270
]/[70382];/[36890],/[16018
54
321
pvpv
pvpvpv
nn
nnn



-Hệ số vòng quay :
n
n
t
i
i




26,51
89,2;51,1;65,0
54
321






-Lực tác dụng tương đương :
TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
18
.Trục sơ cấp :
][7,17 N
R
td


.Trục thứ cấp :
][95,16 N
R
td


.Trục trung gian :
][65,8 N
R
td


-Ta có hệ số làm việc C
. Trục sơ cấp: C = 3655
.Trục thứ cấp : C = 3502
.Trục trung gian : C = 1786
Chọn ổ lăn :

Đối với ổ bi cầu và ổ thanh lăn ,ta căn cứ vào hệ số C đã xác định rồi
tra theo sổ tay sẽ chọn được ổ bi tương ứng
Vật liệu chế tạo các chi tiết trong hộp số
1: Vật liệu chế tạo bánh răng:
-Thép 35XMA với bánh răng chịu tải trọng nhỏ, độ cứng có thể đạt 55
HRC
-Thép 18XTT với bánh răng chịu tải trọng lớn ; độ cứng có thể đạt 64
HRC
2: Vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cao tần với độ sâu 1,5 – 5 [mm]
3: Vật liệu chế tạo vỏ hộp số :
- Gang C

.21-40 và C

.24-44

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
19

KẾT LUẬN:
Đồ án này đã hoàn thành được các nhiệm vụ tính toán và thiết kế đề ra
dựa trên các thông số của đề bài.
Giải quyết được mục đích chính của Đồ án TKMH là thiết kế hộp số
trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hộp số có
kết cấu và tính công nghệ phù hợp. Nghĩa là vừa đảm bảo được những yêu cầu
cần thiết của hộp số, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo được tính
tối ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế
tạo.
Bên cạnh quá trình tính toán đồ án TKMH còn đưa ra các bản vẽ nhằm
minh họa một cách sinh động cho quá trình thiết kế và tính toán hộp số.
Tuy nhiên với khả năng còn hạn chế và do thời gian không cho phép, Đồ án
TKMH này không thể tránh khỏi hạn chế và thiếu sót. Vậy một lần nữa em
kính mong sự đóng góp của thầy cô và bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án hoàn
thiện hơn.
Hà Nội, ngày 24 tháng 2 năm 2013
Sinh viên thực hiện.

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang
Sinh viên : Lớp : ô tô K14b-TX
20

TÀI LIỆU THAM KHẢO
1-Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán ôtô-máy kéo(tập 1).
Nguyễn Hữu Hường(Chủ biên) ,Phạm Xuân Mai-Ngô Xuân Ngát.
2-Thiết kế và tính toán ôtô -máy kéo(tập 1). Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình
Kiên.
3-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập1-2). PGS.TS.Trịnh Chất-TS.Lê
Văn Uyển.
4-Chi tiết máy(tập 1-2). Nguyễn Trọng Hiệp.
5-Lý thuyết ôtô- máy kéo.
6-Kết cấu và tính toán ô tô -Ngô Hắc Hùng. NXB Giao Thông Vận Tải.