thiết kế cầu chủ động cho ôtô buýt

Trường đại học Bách khoa Hà Nội
bộ môn ôtô
======  ======
THUYẾT MINH
ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ
TÍNH TOÁN ÔTÔ
ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG CHO ÔTÔ BUÝT
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Khắc Trai
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Hải
Líp : 05 BG - 01 Cơ Tin
Hà Nội - 2007
Lời nói đầu
Ngày nay, ôtô ngày càng được sử dụng rộng rãi như một phương tiện
giao thông thông dụng. Cùng với sự phát triển nhanh chóng của khoa học
kỹ thuật chung, ngành công nghiệp chế tạo ôtô nói riêng đã có những bước
phát triển nhanh chóng, vượt bậc với nhiều loại ôtô hiện đại ra đời.
Với xu hướng phát triển của ngành ôtô, thì ở Việt Nam đã bắt đầu có
những bước tiến. Việc lắp ráp ôtô ở trong nước và quan trọng hơn là việc
chế tạo được linh kiện đang ngày càng quan tâm hơn.
Trong quá trình học tập, em được giao nhiệm vụ thiết kế cầu chủ
động cho xe buýt, sau khi đã được trang bị khá đầy đủ kiến thức cơ bản về
ôtô khi thực hiện tính toán, sinh viên sẽ hiểu sâu hơn lý thuyết môn tính
toán thiết kế cũng như cấu tạo nguyên lý hoạt động của các cụm chi tiết đó.
Được sự giúp đỡ tận tình của thầy Nguyễn Khắc Trai và các thầy
trong bộ môn em đã hoàn thành nội dung đồ án môn học.
Mặc dù đã dành thời gian thích đáng, công phu nhưng trong đồ án
không tránh khỏi những thiếu sót, rất mong các thầy và các bạn góp ý chỉ
bảo để đồ án môn học và kiến thức chuyên ngành được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!
I. Giới thiệu chung về xe cần thiết kế
Trong đồ án tính toán thiết kế ôtô ta tính toán cầu chủ động cho xe

ôtô buýt với trọng tải toàn bộ là: 13000kg.
Loại xe thiết kế là loại xe có khả năng đi tốt trên đường bằng, đặc
biệt đi trong các thành phố. Có khả năng chở được nhiều người, sàn xe
thấp, khoảng sáng gầm xe vừa phải, xe không cần tính cơ động cao. Xe có
động cơ công suất lớn độ bền và độ tin cậy cao cho người sử dụng. Do đó
xe thiết kế có khả năng đáp ứng được nhu cầu, đồng thời có thiết kế hình
dáng bên ngoài và nội thất bên trong có tính thẩm mĩ cao
Các thông số của xe được thể hiện dưới bảng sau:
Thông số
động cơ
Công suất động cơ N
e
/n
e
(kW/Vg/min)
Mô men động cơ µ
e
/n
e
(Nm/Vg/min)
142/2800
680/1700
Kích thước
và
khối lượng
Chiều dài cơ sở (m)
Chiều rộng cơ sở (m)
Khối lượng đầy đủ (kg)
Chiều cao trọng tâm đầy tải (m)
4,600

1,800
13000
1,080
Khả năng
sử dông
Tốc độ V
max
(km/h) 95
II. Giới thiệu chung về hệ thống truyền lực (HTTL)
Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống tất cả các cơ cấu nổi từ động
cơ tới bánh xe chủ động, bao gồm cơ cấu truyền, cắt đổi chiều quay, biến
đổi giá trị mô men truyền. Vậy kết cấu của hệ thống truyền lực là: Ly hợp
→ Hộp sè → Hộp phân phối → Các đăng → Các cầu chủ động → bán trục
→ bánh xe.
Trong loại dầm cầu cứng thì vỏ cầu đóng vai trò là dầm cầu.
1. Phân loại hệ thống truyền lực
* Phân chia theo hình thức truyền năng lượng: có 5 loại
- HTTL cơ khí gồm có bộ truyền ma sát
- HTTL cơ khí thủy lực gồm các bộ truyền cơ khí và các bộ truyền
thủy lực.
- HTTL điện từ
- HTTL thủy lực
- HTTL liên hợp
* Phân chia theo đặc điểm biến đổi tỷ số truyền: có 2 loại
- Truyền lực có cấp
- Truyền lực vô cấp
* Phân chia theo phương pháp điều khiển trong thay đổi tốc độ: có 3
loại:
- Điều khiển bằng cầu số
- Điều khiển bán tự động

- Điều khiển tự động
2. Sơ đồ bố trí chung điều khiển truyền lực
1. Động cơ 2. Ly hợp
3. Hộp số 4. Hộp phân phối
5. Cầu chủ động 6. Các đăng
7. Bán trục 8. Bánh xe
1
2 3
4 6
8
7
5
III. Tính toán cầu chủ động
- Từ kích thước líp 10.000 - 20 ta tính bán kính của xe.
- Bán kính thiết kế
r
bx
= λ. r
0
= 0,90 . 508 = 457,2 (mm)
Với λ : hệ số biến dạng của lốp
A. Tính toán chế độ tải trọng
1. Trường hợp 1: Mô men tính từ động cơ truyền xuống
M
tt
= M
emax
. i
h1
. η = 680. 6,914. 0,9123

⇒ M
tt
= 4289 (Nm)(1) (1)
Với
2. Trường hợp 2: Mô men tính theo bán kính
M
tt
= M
ϕ
max
.
Với: M
ϕ
max
= G
i
. ϕ
max
. V
bx
⇒ M
tt
= G
i
. ϕ
max
. V
bx
.
Trong đó: • G

i
= 7200.10 = 72000 (N)
Trọng lượng tính toán cho cầu thứ i đang xét
• ϕ
max
= 0,7 Hệ số bán max theo tính toán
• r
bx
= 457,2 (mm) = 0,4572 (m)
• i
0
= 5,83 tỷ số truyền lực chính
⇒ M
tt
= 7200.0,7.0,4572. = 3952 (Nm) (2) (2)
Từ (1) và (2) cho ta giá trị tính toán cần thiết là: 3952 (Nm)
Đây là giá trị tính toán khi đầy tải, nhưng trong quá trình sử dụng
không phải lúc nào xe cũng đầy tải. Nên ta có chế độ tính toán tải trọng cho
bền lâu
= 0,6 M
tt
= 0,6. 3952 = 2371,2 (Nm)
B. Tính toán cầu xe
1. Tính toán truyền lực chính
1.1. Tính chọn kích thước truyền lực chính
- Chọn số răng theo i
0
. Với xe buýt: chọn Z
1
= 6

⇒ Z
2
= Z
1
. i
0
= 6. 5,83 = 34,98
⇒ Chọn Z
2
= 35 răng
- Chọn chiều nghiêng răng và chiều quay cho bánh răng côn xoắn để
tránh hiện tượng kẹt răng
+ Với xe buýt chọn: β = 350
- Chọn sơ bộ L dùa theo M
tt
⇒ L = 200
- Tính mô đun pháp tuyến bánh răng
m
n
=
- Ta quy chuẩn mô đun pháp tuyến và dãy tiêu chuẩn để tiện cho
việc tính toán ⇒ Chọn m
n
= 8
- Tính mô đun mặt đầu
m
s
=
- Chiều rộng bánh răng:
b = 0,3. L = 0,3. 200 = 60 (mm)

- Nửa góc côn chia
δ
1
= artg
⇒ δ
2
= 90
0
- 9,72
0
= 80,28
0
- Góc ăn khớp danh nghĩa: α
0
= 20
0
- Hệ số dịch chỉnh: ξ = 0
- Đường kính vòng chia đáy lớn: D
c
= m
s
. Z
D
c1
= m
s
. Z
1
= 9,766. 6 = 58,59 (mm)
D

c2
= m
s
. Z
2
= 9,766. 35 = 341,81 (mm)
- Bán kính vòng chia đáy lớn: r =
r
c1
= = 29,295 (mm)
r
c2
= = 170,905 (mm)
- Bước răng đáy lớn: t
s
= π.m
n
⇒ t
s1
= t
s2
= π. 8 = 25,12 (mm)
- Chiều cao răng đáy lớn: h = 2,25. m
s
⇒ h
1
= h
2
= 2,25. 9,766 = 21,97 (mm)
- Đường kính vòng chia đáy lớn

D
e
= D
c
+ 2h
i
. cos δ
1
⇒ D
e1
= D
c1
+ 2h
1
. cos δ
1
= 58,59.2.21,97 . cos 9,72
0

= 101,8 (mm)
D
e2
= D
c2
+ 2h
2
. cos δ
2
= 341,81.2.21,97.cos 80,28
0

= 349,22 (mm) = 349,22 (mm)
- Kiểm tra khoảng sáng gầm xe
⇒ H = 257,59 (mm) H = 257,59 (mm)
- Khe hở chân răng đáy lớn: C = 0,2. m
s
⇒ C
1
= C
2
= 0,2. 9,766 = 1,9532 (mm)
- Chiều cao đầu răng đáy lớn
h
c1
= h
c2
= m
s
= 9,766 (mm)
- Chiều cao răng đáy lớn trên vòng chia
⇒ S S
1
= S
2
=
- Bán kính vòng chia trung bình
r
x
= r
i

- 0,5. b. sinh δ
i
⇒ r
x1
= r
1
- 0,5. 60. sin 9,72
0
= 29,295 - 0,5. 60 . sin 9,72
0
= 24,22 (mm)
⇒ r
x2
= r
2
- 0,5. 60. sin 80,28
0
= 141,33 (mm)
1.2. Tính toán lực tác dụng lên cặp bánh răng truyền lực chính
- Lực vòng tác dụng trên các bánh răng chủ động và bị động
P
1
= P
2
= = 133875 (N)
- Lực chiều trục Q
Q = P.
⇒
⇒ Q
1

= 102437 (N)
- Lực hướng kính R

= 428803 (N)
1.3. Tính bền
- Ta chỉ tính ứng suất uốn cho bánh răng chủ động, được tính theo
công thức:
- Bánh răng côn xoắn truyền lực chính được chế tạo từ thép cac bon
trung bình 15HM tôi trong dầu và ram đạt độ cứng.
HRC 56 ÷ 65 và độ bền là
[σ
u
] = 700 ÷ 900 (MN/m
2
)
+ K
d
: Hệ số tải trọng động K
d
= 1 ÷ 1,5 ⇒ K
d
= 1,1
+ P: lực vòng bán kính tính theo M
H
+ h: chiều dài răng theo đường sinh
h =
+ t
s
: bước răng trên mặt bên tính ở đáy lớn hình côn chia
+ δ: nửa góc côn chia

+ β: góc xoắn răng
σ
u
=
= 903331559 (N/m
2
)
= 903 (MN/m
2
)
- Kiểm tra áp lực trên bề mặt răng
K
1
= với
⇒ K
1
= 1827 (KN/m)
1.4. Tính bền răng theo ứng suất tiếp xúc
Với vật liệu là 15HM thì [σ
tx
] = 1500 ÷ 2500 (MN/m
2
)
+ P: công suất tính theo chế độ tải trọng trung bình
Lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình
- E : mô men đàn hồi của vật liệu
E = 22.10
10
(N/m
2

)
- r
td1
, r
td2
: bán kính tương đương của bánh răng chủ động, bị động
r
td1
=
r
td2
=
- b: chiều dài răng theo đường sinh
- α: góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng
σ
tx
= 0,418
= 2139255611 (N)
= 2139 (MN)
TT Tên thông số
Ký
hiệu
Đơ
n vị
Công thức tính toán
Kết quả
Chủ
động
Bị
động

1.
Số răng Z 6 35
2.
Tỷ số truyền i
0
Z
2
/ Z
1
5,83 5,83
3.
Mô đuyn pháp
tuyến
m
n
8 8
4.
Mô đuyn mặt đầu m
s
m
n
/ cosβ
9,766 9,766
5.
Nửa góc côn chia
δ
độ
costg
9,72 80,28
6.

Góc xoắn răng
β
độ 35 35
7.
Góc ăn khớp
α
0
độ 20 20
8.
Chiều rộng bánh
răng
b mm 0,3L 60 60
9.
Hệ số dịch chỉnh
ξ
Không dịch chuyển 0 0
10.
Chiều dài đường
sinh côn chia
L mm
0,5.
173 173
11.
Đường kính vòng
chia đáy lớn
D
c
mm m
s
. Z

i
58,49 341,81
12.
Bán kính vòng
chia đáy lớn
r mm D
x
/2 29,295 170,90
5
13.
Bước răng đáy lớn t
s
mm
π. m
n
25,12 25,12
14.
Đường kính vòng
đỉnh đáy lớn
De mm
D
e
+ 2h
i
. cosδ
i
101,8 349,22
15.
Khe hở chân răng
đáy lớn

C mm 0,2.m
s
1,9532 1,9532
16.
Chiều cao đầu
răng ở đáy lớn
he mm
m
s
+ ξ. m
s
9,766 9,766
17.
Chiều dài răng ở
đáy lớn trên vòng
chia
δ
mm 12,56 12,56
18.
Chiều cao răng
đáy lớn
h
i
mm 2,25.m
s
21,97 21,97
19.
Đường kính vòng
chân răng đáy lớn
p

i
mm D
c
- 2C
20.
Bán kính vòng
chia trung bình
r
x
mm
r - 0,5.b.sinδ
i
24,22 141,33
IV. Nguyên lý làm việc của cầu xe
1. Cấu tạo
- Cầu chủ động bao gồm truyền lực chính và vi sai. Cả hai cơ cấu
này đặt trong vỏ cầu, ở trên dầm cầu cứng hộp vỏ cầu một phần của dầm
cầu. Cầu xe nằm trên hệ treo độc lập vỏ cầu là một khối riêng gắn chặt với
khung, dầm ngang sàn xe hay liền khối với hộp số chính động cơ.
a. Truyền lực chính
- Gồm bánh răng chủ động và bánh răng bị động, yêu cầu độ cứng
vững cao. Truyền lực chính có chức năng:
+ Đảm nhận tỷ số truyền lớn, tăng mô men quay cho bánh xe, tạo
nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động của ôtô trong khoảng tốc độ của
xe yêu cầu.
+ Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
b. Vi sai:
- Gồm bánh răng bán trục, hai hay bốn bánh răng hành tinh
- Thực hiện sự sai lệch tốc độ quay các trục bánh xe khi chuyển động
trên đường vòng, đường gồ ghề, đảm bảo dễ dàng điều khiển, hướng

chuyển động và không mài mòn lốp xe.
- Hạn chế sự trượt quay ở bánh xe khi chênh lệch tốc độ, góc giữa
các bánh xe trên cùng một cầu, tạo điều kiện tận dụng lực bám và nâng cao
tính kinh tế nhiên liệu.
2. Nguyên lý làm việc
a. Truyền lực chính
- Bánh răng chủ động (hay bánh răng quả dứa) được nối với hộp số
bằng các trục các đăng, khi bánh răng chủ động quay → bánh răng bị động
quay làm vỏ vi sai quay theo. Chiều truyền lực tùy vào cách đặt động cơ
như hình vẽ dưới đây:
b. Vi sai
- Bé vi sai nằm trong lòng bánh răng bị động của truyền lực chính và
gồm:
+ Vá vi sai đồng thời là thân bánh răng bị động, hai bánh răng mặt
trời (bánh răng bán trục) hai hoặc bốn bánh răng hành tinh (bánh răng vi
sai) trục vi sai, các bán trục dẫn ra bánh xe phải, trái, các đệm tựa lưng cho
các bánh răng. Bánh răng vi sai quay trên tâm trục vi sai và quay cùng vỏ
vi sai.
- Có hai trường hợp làm việc
+ Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng quãng đường lăn
của hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau. Sẽ làm
cho bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng hành tinh
không quay quanh trục của nó, mà mô men truyền xuống từ vỏ vi sai cần
bằng với mô men cán lăn tại vết tiếp xúc của bánh xe tức là:
n
t
= n
p
= n
0

và M
t
= M
p
= 0,5 M
0
n
t
: tốc độ quay của bánh xe trái (vòng/phút)
n
p
: tốc độ quay của bánh xe phải (vòng/phút)
n
0
: tốc độ quay của vỏ vi sai
2
4
↑↑
1
3
6
6
2
4
↑↑
1
5
6
6
3

↑
a. §éng c¬ ®Æt däc a. §éng c¬ ®Æt ngang
M
t
: Mô men trên bánh xe trái
M
p
: Mô men trên bánh xe phải
M
0
: Mô men trên vỏ vi sai
- Có thể hiểu các bánh răng đóng vai trò là chêm truyền lực.
Hình 12: Quan hệ động học và động lực học vi sai côn đối xứng.
- Khi xe đi trên đường vòng, quãng đường lăn các bánh xe khác
nhau, các bánh răng bán trục quay với tốc độ khác nhau hoặc lực cản các
bánh xe khác nhau dẫn tới tốc độ góc các bánh răng bán trục khác nhau.
- Như vậy bánh răng hành tinh vừa quay quanh trục của nó với tốc
độ góc ω
ht
, mô men truyền từ vỏ vi sai cân bằng với mô men cản đặt tại tâm
trục của bánh răng vi sai M
t
+ M
p
. Trên bánh răng vi sai do sự không cân
bằng của các lực ăn khớp tạo nên mô men quay bánh răng vi sai xung
quanh trục của nó với giá trị bằng M
t
- M
p

. Mô men còn lại bằng giá trị M
p
tác dụng cho cả các bánh răng bán trục hai bên.
Như vậy M
t
= M
p
.
Nếu n
p
= 2n
0
thì n
t
= 0 vì khi đó bánh răng phải quay gấp đôi. Còn
bánh xe trải không quay. Mặt khác bánh xe bên phải có lực cản rất nhỏ coi
V
p
V
ht
V
t
V
p
V
ht
V
t
a. Khi ®i th¼ng: V
t

= V
p
B¸nh r¨ng
b. Khi quay vßng: V
t
≠ V
p
như = 0 (M
t
= 0). Thì M
t
= M
p
= 0. Do vậy xe không còn khả năng khắc
phục lực cản của đường. Đó chính là hiện tượng patinê
Quan hệ tổng quát của vi sai là:
n
t
+ n
p
= 2n
0
n
t
≠ n
p
M
t
= M
p

Việc sử dụng vi sai đối xứng như trên cho phép các bánh xe quay với tốc
độ khác nhau, hạn chế mài mòn lốp xe, nhưng lại làm xấu khả năng truyền lực
của cầu chủ động, đồng thời có thể làm tăng khả năng tiêu hao nhiên liệu của ôtô.
IV. Bảo dưỡng cầu chủ động
a. Cách tháo lắp cầu
Bước 1: Tháo toàn bộ cụm cầu ra khái xe. Về nguyên tắc phải rút bán trục
ra trước.
Bước 2: Tháo bánh răng bị động ra. Trước đó tháo hai miếng âm được bắt
bởi hai con ốc. Sau đó tháo đến nửa vỏ cầu. Rồi tháo rời được toàn bộ cụm vi sai
ra và tháo được các bánh răng hành tinh khỏi trục chữ thập.
Bước 3: Tiếp theo tháo bánh răng chủ động. Sau đó tháo hai hàng ốc ở
mặt bích để tháo mặt bích, các ổ bi mang theo bánh răng quả dứa.
Khi lắp vào quá trình diễn ra ngược lại và phải đảm bảo được yêu cầu:
+ Các ổ bi không được xuất hiện độ dơ dọc
+ Đảm bảo độ ăn khớp bánh răng chủ động, bị động.
b. Những hư háng thường gặp và nguyên nhân.
- Cầu chủ động bao gồm phần vỏ cầu và các cặp bánh răng chuyền động
lắp bên trong. Cho nên quá trình làm việc thường xảy ra các hư háng:
+ Phần vỏ cầu bị rò rỉ dầu, bị rạn nứt, sứt mẻ gây ra tiếng ồn, tiếng gõ
khác thường.
+ Sù ăn khớp của các bánh răng truyền lực chính không đúng, khe hở ăn
khớp quá lớn cũng gây tiếng ồn khi làm việc, gây giật xe khi thay đổi tốc độ
làm việc.
c. Công việc kiểm tra bảo dưỡng
* Chuẩn đoán bệnh là phương pháp kiểm tra bảo dưỡng không cần tháo
rời các chi tiết. Mà chỉ cần dùa vào các dấu hiệu nhận thấy trong quá trình sử
dụng.
- Khi xe chạy dùa vào tiếng gõ
+ Dùa vào tần số gõ: kêu nhanh xác định là kê từ hộp số, kêu chậm thì ở
các đăng hoặc cầu.

* Cường độ tiếng gõ: nhẹ thì dơ Ýt, mạnh thì dơ nhiều.
- Dùa vào dầu cầu để xác định bệnh:
+ Nhiệt độ dầu cầu bình thường < 50
0
C
+ Mức dầu của cầu: ngập 1/3 bánh răng bị động.
+ Màu dầu: dùa vào màu dầu để xác định xem có tạp chất hay không.
* Ở bảo dưỡng các cấp cao người ta tiến hành kiểm tra độ dưo tổng cộng
của cầu chủ động. Để xe ở số 0 dùng tay lắc trục các đăng về hai phía sẽ biết
được độ dơ của cầu chủ động hay bích cầu chủ động lên kéo phanh tay.
- Dông cụ lấy dấu gồm một giá đỡ và một làm chỉ vạch dấu. Dùng tay
quay bánh xe hết về một phía dùng dụng cụ lấy dấu trên vành bánh xe. Sau đó
quay bánh xe theo chiều ngược lại đến lúc cảm thấy nặng thì dừng lại và lấy dấu.
Khoảng dịch chuyển này là độ dơ tổng cộng so sánh với tiêu chuẩn:
+ Xe mới khoảng (18 ÷ 25) (mm)
+ Xe cũ khoảng (25 ÷ 45) (mm)
Nếu độ dơ tổng cộng lên hơn mức cho phép ta phải kiểm tra, điều chỉnh
các bộ phận trong cầu chủ động.
* Kiểm tra, điều chỉnh độ dơ dọc trục của ổ bi, trục chủ động, bánh răng
truyền lực chính.
- Trước khi kiểm tra tháo các bu lông lắp ghép giữa các bích khớp với các
đăng, với mặt bích trục. Răng chủ động tháo khỏi bánh răng chủ động ra khỏi vỏ
cầu.
- Dùng hai tay cầm mặt bích trục kéo ra đẩy vào nếu cảm thấy dơ hoặc
dùng đồng hồ so đặt trên bàn rò nếu dơ thì tì tay vào mặt bích kéo ra, đẩy vào
nếu thấy khe hở ≥ 0,1 (mm) ta phải điều chỉnh độ dơ.
- Điều chỉnh ổ bi nếu bị dơ ta thay đổi các tấm đệm điều chỉnh theo
nguyên tắc bớt căn đệm sẽ giảm độ dơ và ngược lại. Khi điều chỉnh có thể xảy ra
độ dơ hết nhưng ổ bi quá chặt gây lực cản lớn nên người ta dùng lực kế móc vào
lỗ bu lôngmặt bích kéo xoay trục với khoảng lực ≤ (2 ÷ 3) kg tương ứng với mô

men quay trục bằng (0,1 ÷ 0,35) kgm (1,0 ÷ 2,3) Nm.
* Kiểm tra điều chỉnh độ dơ của ổ bi vá vi sai cũng được kiểm tra với tiêu
chuẩn mô men như đối với ổ bi trục chủ động.
* Kiểm tra điều chỉnh khe ăn khớp (khe hở cạnh) của cặp bánh răng côn
xoắn truyền lực chính.
- Dùng dây chì mỏng kẹp vào giữa các mặt bên của các răng ăn khớp.
- Quay bánh răng theo một chiều sau đó lấy dây chì ra đo được chiều dày.
Thông thường khe hở giữa các bánh răng phải nằm trong khoảng (0,15 ÷ 0,4)mm
* Kiểm tra sự ăn khớp (tiếp xúc) của cặp bánh răng côn xoắn truyền lực
chính bằng cách:
- Bôi lên các bề mặt của ba răng cách đều nhau 120
0
của bánh răng chủ
động (bánh răng quả dứa) một líp sơn mỏng. Hãm bánh răng chủ động với một
lực để kiểm tra sự ăn khớp tương ứng với cỡ tải trọng nhỏ.
- Quay bánh răng bị động về hai phía, quan sát vết tiếp xúc của cặp bánh
răng qua líp sơn trên bánh răng để so sánh với tiêu chuẩn và điều chỉnh cho đúng.
- Thông thường vết tiếp xúc phải đạt tới 2/3 chiều dài răng.
- Nếu không điều chỉnh để vết tiếp xúc giữa hai bánh răng đạt yêu cầu thì
cần thay thế hay có các biện pháp kỹ thuật khắc phục
Ti liu tham kho
1. Chun oỏn v bo dng k thut Chuẩn đoán và bảo dỡng kỹ
thuật
NXB Giao thụng vn ti - TS. H Hc Hựng
2.Thc hnh sa cha v bo trỡ ng c xng. Thực hành sửa chữa và
bảo trì động cơ xăng.
NXB Nng - Biờn son Trn Th San - Dng
3.Giỏo trỡnh cu to ụtụ Giáo trình cấu tạo ôtô
NXB Giao thụng vn ti
4.Cu to h thng truyn lc ụtụ Cấu tạo hệ thống truyền lực ôtô

Biờn son: Nguyn Khc Trỏi
5. Thit k v tớnh toỏn ụtụ Thiết kế và tính toán ôtô
Biờn son: Nguyn Khc Trai
6.K thut sa cha ụtụ v ng c n hin i tp 4. Kỹ thuật sửa chữa
ôtô và động cơ nổ hiện đại tập 4.
NXB ng Nai - Biờn son Nguyn Oanh.

MỤC LỤC
L i nói đ uờ ầ 2
I. Gi i thi u chung v xe c n thi t kớ ệ ề ầ ế ế 3
II. Gi i thi u chung v h th ng truy n l c (HTTL)ớ ệ ề ệ ố ề ự 3
1. Phân lo i h th ng truy n l cạ ệ ố ề ự 3
2. S b trí chung i u khi n truy n l cơ đồ ố đ ề ể ề ự 4
III. Tính toán c u ch đ ngầ ủ ộ 5
A. Tính toán ch đ t i tr ngế ộ ả ọ 5
1. Tr ng h p 1: Mô men tính t ng c truy n xu ngườ ợ ừ độ ơ ề ố 5
2. Tr ng h p 2: Mô men tính theo bán kínhườ ợ 5
B. Tính toán c u xeầ 6
1. Tính toán truy n l c chínhề ự 6
1.1. Tính ch n kích th c truy n l c chínhọ ướ ề ự 6
1.2. Tính toán l c tác d ng lên c p bánh r ng truy n l c chínhự ụ ặ ă ề ự 8
1.3. Tính b nề 9
1.4. Tính b n r ng theo ng su t ti p xúcề ă ứ ấ ế 10
IV. Nguyên lý l m vi c c a c u xeà ệ ủ ầ 12
1. C u t oấ ạ 12
2. Nguyên lý l m vi c à ệ 13
IV. B o d ng c u ch đ ngả ưỡ ầ ủ ộ 16
a. Cách tháo l p c uắ ầ 16
b. Nh ng h háng th ng g p v nguyên nhân.ữ ư ườ ặ à 16
c. Công vi c ki m tra b o d ngệ ể ả ưỡ 17

T i li u tham kh oà ệ ả 19