THIẾT kế mô PHỎNG hệ THỐNG TRUYỀN lực CHÍNH – VI SAI

Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
MỤC LỤC
CHƯƠNG II 19
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI 19
- Các bánh răng trong truyền lực chính được chế tạo bằng thép hợp kim có thành
phần các bon thấp hoặc trung bình: 12XH3A; 15HM; 18X; 18XHMA; 20XHM;
35XHMA; 38XH3BA; 18X2H4BA…khi đó ứng suất tiếp xúc và ứng suất pháp
tuyến cho phép là: 19
[]tx = 15000-25000, [KG/cm2] 19
[]u = 7000-9000, [KG/cm2] 19
Bảng thông số cơ bản của vi sai : 40
- Phương pháp lắp lẫn hoàn toàn 42
- Phương pháp lắp lẫn không hoàn toàn. 42
- Phương pháp lắp chọn hay lắp nhóm 42
- Phương pháp lắp ráp có điều chỉnh 42
- Phương pháp lắp ghép có sử nguội 42
6 : giáo trình solidworks [Tác giả : Nguyễn Hồng Thái; năm 2008] 51
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
1
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
LỜI NÓI ĐẦU
Trong quá trình phát triển nền kinh tế quốc dân và phục vụ đời sống xã hội,
việc vận chuyển hàng hoá, hành khách có vai trò to lớn. Với việc vận chuyển bằng
ô tô có khả năng đáp ứng tốt hơn về nhiều mặt so với các phương tiện vận chuyển
khác do đặc tính đơn giản, an toàn, cơ động. Trong các loại hình vận chuyển thì
vận chuyển bằng ô tô là loại hình thích hợp nhất khi vận chuyển trên các loại
đường ngắn và trung bình. Ô tô có thể đến được nhiều vùng, nhiều khu vực địa
điểm mà các phương tiện vận chuyển khác khó có thể thực hiện được. Nó có thể
đưa đón khách tận nhà, giao hàng tận nơi, đưa hàng đến tận chân công trình mà
giá cước phù hợp với nhu cầu của nhân dân.
Tuy các ô tô được lắp ráp trên dây chuyền công nghệ hiện đại, áp dụng các

thành tựu khoa học kỹ thuật. Song do điều kiện đường xá kém chất lượng ở Việt
Nam, các xe này chưa đáp ứng được một số các yêu cầu đòi hỏi về khả năng tăng
mômen, truyền mômen và phân phối mômen xoắn tới các bánh xe chủ động, tính
tiện nghi, tính an toàn chuyển động
Xuất phát từ những phân tích trên và đề tài đặt ra là : Thiết kế hệ thống
truyền lực chính – vi sai xe con.
Nhưng vì kiến thức và kinh nghiệm còn hạn chế, lại phải thực thi trong thời
gian ngắn nên đề tài không tránh khỏi các thiếu sót. Em mong nhận được sự nhận
xét và đóng góp ý kiến của các thầy, các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn Th.s Nguyễn Thành Công đã
tận tình giúp đỡ em hoàn thành thiết kế tốt nghiệp này. Xin cảm ơn các thầy, trong
bộ môn cơ khí ô tô , khoa Cơ khí đã tạo mọi điều kiện thuận lợi cho em trong quá
trình học tập và thiết kế tốt nghiệp. Em xin kính chúc các thầy luôn mạnh khoẻ và
có nhiều cống hiến hơn nữa trong sự nghiệp phát triển của ngành ô tô nói riêng và
ngành giao thông vận tải nói chung của Việt Nam.

SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
2
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
Sinh viên: Lê Văn Sâm
CHƯƠNG I
NHỮNG VẤN ĐỀ CHUNG VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC VÀ TRUYỀN
LỰC CHÍNH CỦA Ô TÔ
1.1. NHỮNG VẤN ĐỀ CHUNG VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC CỦA Ô TÔ:
Hệ thống truyền lực của ôtô là tổ hợp tất cả các cụm và cơ cấu được liên kết
với nhau từ động cơ tới bánh xe chủ động, nhờ chúng cơ năng từ động cơ được
truyền đến các bánh xe chủ động bao gồm các cơ cấu truyền, cắt, đổi chiều quay,
biến đổi giá trị mômen truyền.
Hệ thống truyền lực có các nhiệm vụ cơ bản :
+ Truyền, biến đổi mômen quay và số vòng quay từ động cơ tới bánh xe chủ

động sao cho phù hợp giữa chế độ làm việc của động cơ và mômen cản sinh ra
trong quá trình ôtô chuyển động.
+ Cắt dòng truyền động trong thời gian ngắn hoặc dài.
+ Thực hiện đổi chiều chuyển động nhằm tạo nên chuyển động lùi cho ôtô.
+ Tạo khả năng chuyển động mềm mại và tính năng việt dã cần thiết trên
đường.
Hình 1:Hệ thống truyền lực của ôtô có một cầu chủ động.
1.1.1 Phân loại hệ thống truyền lực:
Hệ thống truyền lực được phân loại theo đặc điểm biến đổi mômen xoắn và
theo đặc tính thay đổi tỷ số truyền.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
3
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
1.1.1.1 Phân loại theo đặc điểm biến đổi mômen xoắn hệ thống truyền lực có thể
là:
+ Hệ thống truyền lực cơ khí bao gồm các bộ truyền ma sát, các hộp biến
tốc, hộp phân phối truyền động các đăng, loại này được dùng phổ biến.
+ Hệ thống truyền lực điện từ bao gồm nguồn điện, các động cơ điện, rơle
điện từ, dây dẫn.
+ Hệ thống truyền lực thuỷ lực bao gồm bơm thuỷ lực, các động cơ thuỷ lực,
van điều khiển, ống dẫn.
+ Hệ thống truyền lực liên hợp bao gồm một số bộ phận cơ khí, một số bộ
phận thuỷ lực, một số bộ phận điện từ.
1.1.1.2 Phân loại theo đặc tính thay đổi tỷ số truyền ta chia ra hệ thống truyền
lực có cấp, vô cấp, hoặc kết hợp :
Hiện nay chúng ta thường hay gặp :
Hệ thống truyền lực cơ khí có cấp điều khiển bằng cần số (Manual
Transmissions : MT).
Hệ thống truyền lực cơ khí thuỷ lực điều khiển tự động (Automatic
Transmission : AT).

1.1.2 Các sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực cho các loại ôtô có 1 cầu chủ
động :
Ở các ôtô hiện nay có rất nhiều kiểu bố trí hệ thống truyền lực tuỳ theo tổng
số bánh xe và số lượng bánh xe chủ động của một ôtô. Theo ký hiệu 4x2, 4x4, 6x4,
6x6 là các công thức bánh xe.
d
l
h
cd
cd
d
d
l
h
d
l
h
c
d
l
c
h
c
h
l
d
l
d
cd
a

b
c
d
e
f
c
Hình 1.2 : Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực.
Đ- Động cơ ; L- Ly hợp ; H- Hộp số chính ;
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
4
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
C- Cầu chủ động ; CĐ-Truyền động các đăng.

Ôtô hai cầu với một cầu chủ động (công thức bánh xe 4x2) có thể bố trí theo
sơ đồ hình (1.2a, b, c, d, e và f).
1.1.3 Truyền lực chính và vi sai :
1.1.3.1 Truyền lực chính :
Truyền lực chính dùng để tăng mômen xoắn và truyền mômen xoắn từ trục
các đăng cho các bán trục theo đường vuông góc (góc 90
0
). Truyền lực chính có
thể là truyền lực đơn gồm có một cặp bánh răng hoặc truyền lực kép gồm có hai
cặp bánh răng. Truyền lực chính được lắp bên trong vỏ cầu chủ động.
1.1.3.1.1 Phân loại truyền lực chính :
Truyền lực chính trên xe ôtô có thể phân loại theo dạng bộ truyền, theo số
lượng tỷ số truyền hay theo số cặp bộ truyền .
a) Theo dạng bộ truyền gồm có các dạng sau :
* Truyền lực chính kiểu xích: sử dụng phổ biến trên các loại xe gắn máy.
* Truyền lực chính kiểu trục vít – bánh vít: rất ít gặp.
* Truyền lực chính kiểu bánh răng: dùng phổ biến trên xe ôtô hiện nay.

b) Theo số lượng tỷ số truyền gồm có các dạng sau :
* Truyền lực chính một cấp.
* Truyền lực chính hai cấp.
c) Theo số cặp bộ truyền:
* Truyền lực chính đơn : chỉ có một cặp bộ truyền ăn khớp.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
5
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
Hình 1.3 : Sơ đồ truyền lực chính đơn.
a- Loại bánh răng côn ; b Loại hypoit ; c- Loại trục vít bánh vít.
1) Truyền lực chính bánh răng côn răng thẳng:
Trục của các bánh răng được bố trí dưới một góc bằng 90
0
, nhưng có khi được bố
trí dưới một góc khác 90
0
.
+ Ưu điểm của bộ truyền: dễ chế tạo, lắp ghép đơn giản, giá thành rẻ.
+ Nhược điểm của bộ truyền:
- Số răng ít nhất của bánh răng nhỏ lớn hơn 9 răng. Nếu nhỏ hơn 9 sẽ xuất
hiện hiện tượng cắt chân răng.
- Nếu xe có tỷ số truyền lớn thì kích thước của bộ truyền lớn.
Nhưng hiện nay bộ truyền này ít được sử dụng .
2) Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn:
Gồm bánh răng chủ động được chế tạo liền trục, còn bánh răng bị động được
chế tạo rời thành vành răng. Vành răng sau khi được chế tạo được lắp ghép cố dịnh
với vỏ vi sai thành một khối.
Hình 1.4 : Truyền lực chính bánh răng côn răng xoắn.
1: bánh răng chủ động 2: cụm vi sai 3: bánh răng bị động
+ Ưu điểm của bộ truyền:

- Số răng nhỏ nhất của bánh răng chủ động có thể lấy từ 6 7 răng mà vẫn
đủ bền và ăn khớp tốt.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
6
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
- Kích thước và trọng lượng của cầu xe nhỏ gọn
- Làm việc êm dịu do có nhiều răng đồng thời ăn khớp.
- Có khả năng truyền lực và mômen lớn, khả năng chống mòn tốt.
- Gia công được trên các máy cắt có năng suất cao.
+ Nhược điểm của bộ truyền:
- Phát sinh lực chiều trục ở tâm ăn khớp và phương của lực thay đổi theo
chiều quay của bánh răng.
- Có thể gây hiện tượng kẹt răng.
3) Truyền lực chính đơn hypôit:
Là loại truyền chuyển động mà bánh răng có răng theo đường cong. Đặc điểm
quan trọng của loại truyền động này là đường tâm của bánh chủ động và bánh bị
động được bố trí lệch nhau một khoảng lệch trục là E.
Hình 1.5 : Truyền lực chính đơn hypôit.
1 : bánh răng chủ động ; 2 : bánh răng bị động ; 3: bộ vi sai.
+ Ưu điểm của bộ truyền:
- Số răng nhỏ nhất của bánh chủ động là nhỏ ( 5,6 răng).
- Làm việc êm dịu (hơn cả cặp bánh răng côn xoắn).
- Hiệu suất của bộ truyền cao η = 0,94 0,96.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
7
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
- Khi chế tạo bộ truyền động thì không đòi hỏi vật liệu thật tốt.
- Có thể dịch chuyển được trục của bánh răng chủ động so với bánh răng bị
động một khoảng dịch trục: E = 0,2*d
2

.
- Trục có kết cấu vững, độ bền lớn, làm việc êm dịu.
+ Nhược điểm của bộ truyền:
- Phải dùng dầu bôi trơn chuyên dùng.
- Khi lắp ráp bộ truyền đòi hỏi lắp phải chính xác.
4) Truyền lực chính trục vít bánh vít:
Được sử dụng trên xe ô tô có yêu cầu tỷ số truyền lớn mà kích thước của bộ
truyền phải nhỏ. Đặc điểm của truyền động trục vít – bánh vít là trục vít có thể đặt
trên hoặc dưới bánh vít.
Hình 1.6: Truyền lực chính trục vít – bánh vít.
8 : trục vít . 9 : bánh răng bị động.
+ Ưu điểm của bộ truyền:
- Làm việc êm do có số răng ít, kích thước nhỏ mà tỷ số truyền lớn.
- Có thể đặt vi sai ngay giữa cầu xe do vậy mà cầu xe có kết cấu đối xứng,
dễ tháo lắp.
- Đối với xe có 3 cầu chủ động thì bộ truyền có khả năng truyền mômen
quay lên cả 2 cầu chủ động thông qua 1 trục.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
8
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
- Khi đặt trục vít xuống dưới thì hạ thấp được trọng tâm xe.
- Áp suất riêng ở chỗ tiếp xúc của răng của bộ truyền là nhỏ.
+ Nhược điểm của bộ truyền:
- Hiệu suất thấp do mất mát công suất vì có ma sát dọc răng.
- Khó khăn trong việc bơm xe.
- Chế tạo cặp bánh vít bằng hợp kim màu.
5) Truyền lực chính bánh răng trụ:
Được dùng trên các ô tô con có động cơ đặt trước nằm ngang và cầu trước
chủ động
1

2
Hình 1.7 . Truyền lực chính bánh răng trụ .
1 : Bánh răng chủ động. 2 : Bánh răng bị động .
+ Ưu điểm là :
- Có kết cấu gọn nhẹ ,đơn giản dễ bảo dưỡng sửa chữa giá thành thấp nên
được sử dụng ở các hệ thống truyền lực củ ô tô. Tuy nhiên do chỉ có một cặp bánh
răng nên tỷ số truyền của dạng lày bị hạn chế (i
0
< 7) .
* Truyền lực chính kép :
Sử dụng hai cặp bộ truyền ăn khớp. Nó gồm hai cặp bánh răng: cặp bánh răng
côn xoắn và cặp bánh răng trụ. So với truyền lực chính đơn, truyền lực chính kép
do sử dụng hai cặp bộ truyền nên cho tỷ số truyền lớn mà vẫn có được khoảng
sáng gầm xe lớn do kích thước hướng kính nhỏ hơn.
1) Truyền lực chính kép tập trung:
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
9
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
Gồm 2 cặp bánh răng lắp ráp chung vào một hộp giảm tốc nằm ở giữa cầu
chủ động.
Hình 1.8 : Sơ đồ truyền lực chính kép.
1: Bánh răng quả dứa ; 2: Bánh răng vành chậu ; 3: Vi sai ; 4: Cặp bánh
răng ăn khớp ; 5: Vòng bánh răng; 6: Bánh răng hành tinh ; 7: Bánh
răng trung tâm.
2) Truyền lực chính kép phân tán:
Phân chia cặp bánh răng nón và bánh răng trụ thành 2 hộp giảm tốc:
- Hộp giảm tốc trung tâm được gọi là truyền lực trung ương hay truyền lực
giữa.
- Hộp giảm tốc thứ 2 đặt ở bánh xe chủ động được gọi là truyền lực cạnh
hay truyền lực cuối cùng.

Hình 1.9: Truyền lực chính kiểu phân tán loại kép
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
10
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
1.1.3.1.2 Lựa chọn Truyền lực chính :
Với tỷ số truyền của truyền lực chính i
0
= 5,125 ta sẽ dùng truyền lực chính
đơn vì với tỷ số truyền như vậy ta có thể dùng một cặp bánh răng côn ăn khớp là
có thể đảm bảo tỷ số truyền mà kết cấu của cầu xe lại đơn giản, gọn nhẹ. Mặt khác,
với i
0
= 5,125 ta có thể dùng được truyền lực chính loại kép. Nhưng khi đó kết cấu
của bộ truyền sẽ phức tạp lên và kích thước của cụm cầu tăng lên theo chiều dọc
xe do phải bố trí thêm một cặp bánh răng ăn khớp. Do đó sẽ làm cho khối lượng
phần không được treo của xe tăng lên làm ảnh hưởng đến dao động của ôtô khi
chuyển động trên đường không bằng phẳng.
Dựa vào những phân tích ở trên, xét về mặt ưu điểm và nhược điểm của
từng loại truyền động, trong đồ án này ta chọn truyền lực chính đơn, với cặp bộ
truyền bánh răng hypoit.
1.1.3.2 Vi sai :
1.1.3.2.1 Công dụng:
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có thể quay với các vận
tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên
đường gồ ghề không bằng phẳng.
1.1.3.2.2 Yêu cầu của cụm vi sai:
- Phân phối mô men xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm
bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn để dễ bố trí.

- Có hiệu suất truyền động cao.
1.1.3.2.3 Phân loại vi sai:
- Theo kết cấu gồm có:Vi sai với các bánh răng côn, bánh răng trụ, cam,
trục vít, ma sát thủy lực, có tỉ số truyền thay đổi, có hành trình tự do.
- Theo công dụng chia thành 3 loại: vi sai giữa các bánh xe, giữa các sầu,
giữa các truyền lực cạnh.
- Theo mức độ tự động chia thành 3 loại: Vi sai không có hãm, có hãm bằng
tay, hãm tự động.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
11
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
- Theo giá trị hệ số hãm chia thành: vi sai ma sát trong nhỏ (k= 0
÷
0,2),Vi
sai ma sát trong lớn (k
δ
= 0,21
÷
0,7),Vi sai hãm cứng (k
δ

≥
0,7).
1.1.3.2.4 Kết cấu một số dạng vi sai:
1) Vi sai cam :
- Cấu tạo :
Bánh răng côn bị động 2 gắn chặt với vỏ vi sai 3, ở một nửa vỏ vi sai 3 có
chế tạo liền các vách ngăn 4, các cam 5 được lắp vào vành ngăn đó và lại tựa lên
vành cam ngoài 6 và vành cam trong 7. Trên vành cam 6 và 7 có sẻ các rãnh
then hoa để nối với hai nửa trục truyền ra hai bên bánh xe .

Hình 1.9: Vi sai cam
1 : Bánh răng côn chủ động ; 2 : Bánh răng côn bị động ; 3 : Vỏ vi sai
4 : Vành ngăn ; 5 : Cam ; 6 ,7 : Vành cam
* Ưu điểm :
+ Khả năng vượt trơn lầy tốt hơn vi sai đối xứng. tính năng động cơ cao hơn.
+ Đảm bảo cho ôtô không có trượt quay một trong số các bánh xe chủ động .
* Nhược điểm :
+Vi sai cam một dẫy sinh ra mô men động khi vi sai làm việc chóng mòn.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
12

1
2
3
4
5
6
7
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
+ kết cấu ổ tăng và phải tăng độ bền, độ cứng vững cho toàn bộ cơ cấu do đó
sẽ làm tăng trọng lượng và kích thước chung của cơ cấu lên.
+ M
ms
lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất.
2) Vi sai tăng ma sát trong cho vi sai đối xứng :
- Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát cố định :
+ Cấu tạo:( hình 1.10)
Bộ truyền động loại này gồm có: bộ truyền lực chính (bộ bánh răng vành
chậu 1 - côn xoắn 8); bộ vi sai gồm 4 bánh răng hành tinh 4, hai bánh răng côn bán
trục 3 đều được lắp thêm hai bộ ly hợp đĩa ma sát.

Trục chữ thập có lỗ rộng bên trong có lò xo để ép hai bánh răng côn bán trục
cùng với hai bộ ly hợp vào hai nửa khung vi sai.

Hình 1.10 Vi sai tăng ma sát có lực ma sát cố định
1: Bánh răng vành chậu ; 2: Vỏ vi sai ; 3 : Bánh răng bán trục ; 4: Bánh răng
hành tinh ; 5: Lò xo ép ; 6 : Đĩa ma sát ; 8. Bánh răng côn chủ động
* Ưu điểm:
Khả năng động lực học tốt hơn các loại vi sai khác.
Trị số mô men hãm tỉ lệ với mô men truyền lên các bánh xe .
Vi sai tăng ma sát được ứng dụng rộng rãi.
* Nhược điểm:
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
13
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt.
M
ms
lớn khi quay vòng do vậy làm tăng sức cản nên mất mát công suất.
3) Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định:
Hình 1.11 Vi sai tăng ma sát trong có lực ma sát không cố định
1: Bánh răng côn chủ động ; 2: Bánh răng vành chậu ; 3: Vỏ vi sai ; 4:
Đĩa
ma sát ; 5; Trục ; 6. Bánh răng bán trục ; 7. Bánh răng hành tinh
* Ưu điểm:
+ Khi đi trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, khả năng động lực học tốt
hơn các loại vi sai khác.
+ Trị số mô men hãm tỉ lệ với mô men truyền lên các bánh xe.
* Nhược điểm:
Phải dùng loại dầu cầu đặc biệt, không dùng loại dầu thông thường dễ gây sự
cố kĩ thuật, phải sử dụng hai bên lốp có kích cỡ, hoa văn, áp suất như nhau.

* Chọn kiểu vi sai trong hệ thống truyền lực cho xe :
Do yêu cầu xe cần có khả năng quay vòng tốt kết cấu đơn giản, giá thành rẻ
và khả năng phân phối đều mô men xoắn ra cả hai bán trục. Do đó ta chọn loại vi
sai bánh răng côn đối xứng giữa các bánh xe có ma sát trong bé.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
14
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công

Hình 1.12 Vi sai bánh răng côn đối xứng
1: Bánh răng vành chậu ; 2: Nắp bên trái hộp vi sai ; 3: Bu lông; 4: Bánh
răng vi sai ; 5: Bánh răng bán trục ; 6: Trục vi sai ; 7: Đệm điều chỉnh
8: Bán trục ; 9: Vỏ vi sai
1.1.4 Bảng thông số kỹ thuật dựa trên thông số kỹ thuật của xe cơ sở Toyota
vios
1.5G 2007
Loại động cơ 1,5L, 1NZ-FE, xăng
Kiểu 4 xy lanh, thẳng hàng, 16 van, DOHC-VVT-i
Công suất cực đại 107 hp / 6000 rpm
Mô men xoắn cực đại (Nm) 14,4 kg.m / 4200 rpm
Hộp số Tự động 4 cấp
Hệ thống nạp nhiên liệu EFI (Phun nhiên liệu điện tử)
Dài x Rộng x Cao (mm) 4300 x 1700 x 1460
Chiều dài cơ sở (mm) 2550
Khoảng sáng gầm xe (mm) 150
Trọng lượng không tải (kg) 1055-1110
Trọng lượng toàn tải (kg) 1520
Bán kính quay vòng tối thiểu m 4,9
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
15
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công

Dung tích bình nhiên liệu 42
Phanh trước Đĩa thông gió
Phanh sau Đĩa
Giảm sóc trước Kiểu McPherson thanh cân bằng
Giảm sóc sau Thanh xoắn ETA với thanh cân bằng
Lốp xe 185/60R15
Vành mâm xe Mâm đúc
Số cầu chủ động 1 cầu chủ động
Khối lượng cầu trước (kg) 800
Khối lượng cầu sau (kg) 720
Tỷ số truyền của truyền lực chính I
0
= 5,125

Tỷ số truyền của tay số thứ nhất là I
hs1
= 4,12
1.2. LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ :
1.2.1 Lựa chọn phương án thiết kế:
Do yêu cầu làm việc của bộ truyền có tỷ số truyền không lớn, tính năng thông qua
không đòi hỏi cao nên ta chọn loại truyền lực chính đơn hypoit -vi sai.
có các thông số sau:
- Loại ô tô: con
- Tải trọng cầu trước: G
a1
= 8000 (N)
- Tải trọng cầu sau: G
a2
= 7200 (N)
- Loại động cơ: xăng

- Mômen lớn nhất của động cơ: M
emax
/n
M
= 144/4200(N/RPM)
- Hiệu suất lớn nhất: N
emax
/n
N
= 1070/6000 (N/RPM)
- Công thức bánh xe: 185/60 R 15
- Tỷ số truyền hộp số, truyền lực chính: I
0
=5,125 ; I
hs1
=4,12
Chọn Sơ đồ bố chí truyền lực chính vi sai cầu sau chủ động, động cơ trước
1. 2.2 Phân tích kết cấu truyền lực chính- vi sai:
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
16
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
* Cấu tạo:
Sình 1.15: Sơ đồ hoá bộ truyền lực chính-vi sai
1: Trục chủ động ; 2: Bánh răng bị động ; 3: Trục bị động ; 4: Bánh răng
bị động ; 5: Bộ vi sai ; 6: Bán trục
*Nguyên lý làm việc
Mô men được truyền từ động cơ qua ly hợp, hộp số đến truyền lực chính tại
đây bánh răng chủ động (2) trên trục thứ cấp của hộp số sẽ ăn khớp với bánh răng
bị động (4) của bộ vi sai, nó được bắt chặt với vỏ vi sai bằng bulông. Bánh răng
chủ động được lắp cố định trên trục ra của hộp số, khi bánh răng chủ động quay thì

bánh răng bị động quay làm trục chữ thập có gắn bánh răng hành tinh sẽ quay theo
dẫn tới bánh răng bán trục quay qua khớp các đăng đồng tốc làm quay bán trục và
các bánh xe. Khi ô tô quay vòng bánh răng hành tinh quay quanh trục chữ thập nhờ
đó mà 2 bán trục quay với tốc độ khác nhau.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
17
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
Hình 1.16 Kết cấu bộ truyền lực chính-vi sai
1: Bu lông đai ốc M8 ; 2: Vỏ vi sai ; 3: Bánh răng chủ động ; 4: Bánh răng bị
động ; 5:Trục chử thập ; 6: Lắp cum chi tiết ; 7: Vỏ trên; 8: Vỏ dưới ; 9: Vỏ vi
sai ; 10: Ổ lăn ; 11: Đai ốc M6 ; 12: Bán trục ; 13: Bánh răng bán trục ;
14: Bánh răng hành tinh ; 15: Bán trục ; 16: Ổ lăn ; 17 :ổ lăn trục thứ cấp
18: Trục vi sai.
+ Ưu điểm: độ cứng vững tốt do có bánh rănh hành tinh và vỏ vi sai được
chế tạo liền, kết cấu đơn giản. Truyền động êm.
+ Nhược điểm: yếu tố công nghệ ảnh hưởng đến quá trình làm việc và tuổi
thọ của bộ truyền động. phải có sự điều chỉnh hợp lý do có ảnh hưởng của lực
chiều trục và lực hướng kính.
* Phạm vi ứng dụng:
Loại truyền động đơn này được sử dụng rộng rãi đặt trên ô tô tải trung bình và loại
nhỏ, ô tô du lịch, ô tô buýt ít chỗ ngồi và cả trên máy kéo.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
18
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
CHƯƠNG II
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI
2.1. LỰA CHỌN VẬT LIỆU – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
- Các bánh răng trong truyền lực chính được chế tạo bằng thép hợp kim có
thành phần các bon thấp hoặc trung bình: 12XH3A; 15HM; 18X
ΓΓ

; 18XHMA;
20XHM; 35XHMA; 38XH3BA; 18X2H4BA…khi đó ứng suất tiếp xúc và ứng
suất pháp tuyến cho phép là:
[
σ
]
tx
= 15000-25000, [KG/cm
2
]
[
σ
]
u
= 7000-9000, [KG/cm
2
]
- Truyền động đơn cấp, nên ta không cần phân phối tỷ số truyền.
2.2. LỰA CHỌN CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN :
* Chế độ tính toán từ động cơ đến bánh răng chủ động:
M
tt1
= M
emax
*i
tl
*
η
tl
= 144*4,12*0,9 = 534 (Nm)

Trong đó:
+ M
emax
: mô men xoắn lớn nhất trên trục khuỷu động cơ. (KGm)
+ i
tl
: tỷ số truyền lực tính từ động cơ đến bánh răng chủ động (tính ở tay số
1); i
tl
= i
hs1
+
tl
η
: hiệu suất truyền lực. Chọn
tl
η
= 0,9
* Chế độ tính toán tính theo lực bám của mặt đường đến bánh răng chủ động:
bxbx
bxbxb
tt
i
nrG
M
η
ϕ
*
***
2

=
(Nm)
Trong đó:
+
ϕ
: hệ số bám của bánh xe với mặt đường.
ϕ
= (0,7-0,8); chọn
ϕ
= 0,7
+ G
b
: tải trọng thẳng đứng mà một bánh xe chủ động chịu được.
+ i
bx
: tỷ số truyền tính từ bánh xe đến bánh răng chủ động i
bx
= i
0
+ r
bx
: bán kính bánh xe (m)
+
bx
η
: hiệu suất truyền lực từ bánh xe lên bánh răng chủ động
+ n
bx
: số bánh xe chủ động
r

bx
= 25,4*15/2 +185 = 375,5mm
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
19
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
456
9,0*125,5
01*5,375*8000*7,0
3
2
==
−
tt
M
(Nm)
Tải trọng tính toán được lấy: M
tt
= M
min
(M
tt1
, M
tt2
)
Mô men trên trục bánh răng nghiêng đợc tính theo:
M
2
= M
tt
*i

1
*
tl
η
= 456*4.12*0,9 = 1690(Nm)
Vậy ta chọn chế độ tải trọng tính từ động cơ đến bánh răng chủ động.
2.3. TÍNH TOÁN TRUYỀN LỰC CHÍNH:
2.3.1 Tính toán động học:

)(7288
3755,0
9,0*12,4*125,5*144
***
1max
N
r
IiM
P
bx
tltle
k
===
η
Lập tỷ số:

48,0
72008000
7288
=
+

=
a
k
G
P
- Vận tốc trung bình: V
tb
= 50 km/h
- Số vòng quay của bánh răng trên bộ truyền vi sai:

pvg
Or
iiV
n
bx
ectb
/1810
3755,*377,0
125,5*50
*377,0
**
0
===
- Xác định quãng đường tính toán:

150000
*
0
S
SS

id
=
Trong đó:
+ S
đ
: quãng đường tính toán.
+ S
i
: quãng đường tính ở tay số thứ i
+ S
0
: quãng đường tính cho đến khi đại tu
S
0
= 100000 (km)
- Căn cứ vào bảng hình II-1(tkctm), với vận tốc trung bình đã chọn
V
tb
= 50 km/h
ta có:
S
1
= 200 (km)
S
2
= 800 (km)
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
20
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
S

3
= 2000 (km)
S
4
= 147000 (km)
Vậy ta có quãng đường tính toán là:

33,133
150000
100000
*200
1
==
d
S
(km)

33,533
150000
100000
*800
2
==
d
S
(km)

33,1333
150000
100000

*2000
3
==
d
S
(km)

98000
150000
100000
*147000
4
==
d
S
(km)
- Quãng đường tương đương:

ndtd
KSS *
=

'
'
*
nd
td
KSS
=
Trong đó:

+ K
n
: hệ số tính bền lâu theo ứng suất uốn
+ K’
n
: hệ số tính bền lâu theo ứng suất tiếp
Theo hình bảng II-2(ttkctm) ta có:
K
n
= 0,45
K
’
n
= 0,545
Ta có:
S
tđ
= 0,45*133,33 = 60 (km)
S
’
tđ
= 0,545*133,33 = 72,66 (km)
- Xác định thời gian làm việc của bánh răng:
Dựa vào hình bảng II-5(tkctm) ta xác định thời gian làm việc của các tay số tiến
là:
T
1
= 20 (h)
T
2

= 100- 20 = 80 (h)
T
3
= 300-20-80 = 200 (h)
T
4
= 1500-20-80-200 = 1200 (h)
+ Thời gian làm việc của tay số lùi:
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
21
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
T
l
= 0,004*T
đ
T
đ
= 20 + 80 + 200 + 1200 = 1500 (h)
T
l
= 0,004*1500 = 6( h)
- Thời gian làm việc tương đương:
T
tđ
= T
đ
*K
B
K
B

= 0,8
9
= 0,134
T
tđ
= 0,134*1500 = 201( h)
2.3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng hypoit:
2.3.2.1 Tính toán sơ bộ:
- Tỉ số truyền : i
0
= 5,125
- Số răng: +Bánh nhỏ: Z
1
chọn theo i
0
ta có Z
1
= 6 ;
+ Bánh lớn: Z
2
= i
0
.Z
1
=5,125.6= 30,75 .
Lấy Z
2
= 30
- Chiều dài nón: L =
3

0max
.iMe

Me
max
= 144N i
0
=5,125;
suy ra L = 90 mm
- Mô đun mặt mút lớn:

s
m
=
2
2
2
1
.2
ZZ
L
+
= 5,88 mm.
Lấy m
s
=6 mm.
- Chọn góc ăn khớp ∝
n
= 20
0

- Góc nghiêng của răng β
1
= 50
0
; β
2
= 30
0

SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
22
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
2.3.2.2 Các thông số hình học của cặp bánh răng truyền lực chính hypoit :

Hình 2.1: Các thông số cơ bản của truyền lực chính
L : chiều dài đường sinh ; h
1
’: h
2
’: chiều cao răng ; h
1
”: h
2
” : chiều cao chân
răng ; h :chiều cao toàn bộ răng ; d
tb1
; d
tb2
: đường kính trung bình ; d

1
d
2
: đường
kính vòng chia ;
1
ϕ
;
2
ϕ
: góc mặt nón lăn ;
21
;
γγ
: góc chân răng ;
21
;
ee
ϕϕ
: góc côn ngoài.
- Mô đun pháp tuyến :
m
n1
= m
s
.cosβ
1
= 6.0,643 = 3,858 mm.
m
n2

= m
s
.cosβ
2
= 6.0,866 =5,196 mm.
- Góc ăn khớp trong tiết diện mặt mút lớn( α
s
):
tgα
s1
=
1
cos
β
α
n
tg
=
643,0
364,0
= 0,566
→
α
s1
= 29
0
31’

tg

α
s2
=
2
cos
β
α
n
tg
=
866,0
364,0
= 0,420
→
α
s2
= 22
0
47’
- Đường kính vòng chia:
+ Bánh răng chủ động: d
1
= m
s
.Z
1
= 6.6 = 36 mm.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
23
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công

+ Bánh răng bị động: d
2
= m
s
.Z
2
=6.30 = 180 mm.
- Góc mặt nón lăn:
tgϕ
1
=
0
1
i
= 0,146  > ϕ
1
= 8
20
0
’
ϕ
2
= 90
0
- ϕ
1
= 81
0
40’
- Tính lại chiều dài nón(L): L = m

s

2
Z
2
2
2
1
Z+
= 91,78 mm.
Lấy L= 92 mm.
- Chiều cao đầu răng : h’ = m
s
= 6 mm.
- Chiều cao chân răng : h” = 1,25 .m
s
= 1,25 .6 = 7,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b = Ψ
l
.L
với Ψ
l
là hệ số chiều rộng bánh răng ,chọn Ψ
l
= 0,3 ta có :
b = 0,3.130 =39 mm.
- Mô đun mặt pháp tuyến của răng:
+ Bánh răng chủ động :
m
n1

= m
s
.(1- 0,5
L
b
) cosβ
1
=6(1- 0,5.0,3) 0,643 = 4,43 mm.
m
n2
= m
s
.(1- 0,5
L
b
) cosβ
2
=6(1- 0,5.0,3) 0,866 = 5,975 mm.
+ Bánh răng bị động :
- Số răng tương đương :
+ Z
tđ1
=
1
2
1
1
cos.cos
Z
βϕ

=
2
643,0.99,0
6
= 14,66
+ Z
tđ2
=
2
2
2
2
cos.cos
Z
βϕ
= 17,32
- Đường kính vòng tròn chia tương đương :
d
tđ1
= Z
tđ1
. m
s
= 14,66 .6 = 87,96 mm.
d
tđ2
= Z
tđ2
. m
s

= 374,45 . 6 = 103,92 mm.
- Đường kính trung bình :
d
tb1
= d
1
.(1- 0,5 ψ
L
) = 36.(1- 0,5 .0,3) =30,6 mm.
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
24
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Th.S.Nguyễn Thành Công
d
tb2
= d
2
.(1- 0,5 ψ
L
) = 180.(1- 0,5 .0,3) = 153 mm.
- Khoảng dịch trục (e): e = (0,1 ÷ 0,25) .D
2
với D
2
là đường kính vòng tròn nguyên của bánh răng bị động ở đáy nón cơ
sở
D
2
= 2L.sin
2
ϕ

=2.130.0,66=171,6 mm.
Lấy e = 40 mm.
2.3.2.3 Tính lực tác dụng lên các bánh răng:
1) Lực tác dụng lên bánh răng chủ động:
- Lực vòng : P
(1)
=
1
1
2
tb
d
M
trong đó :
+ M
1
– mô men quay trên trục của bánh răng chủ động
M
1
= Me
max
.i
h1
.η
tl

i
h1
– tỉ số truyền của hộp số ở tay số một , i
h1

=5,125.

η
tl
– hiệu suất truyền lực.
M
1
= 144.5,125.0,9 = 664200 m.m

⇒
P
(1)
= 43411N.
- Lực hướng tâm :
R
(1)
=
)sin.sincos.(
cos
111
1
)1(
ϕβϕα
β
−tg
P
R
(1)
= 15938 N.
- Lực dọc trục :

Q
(1)
=
)cos.sinsin.(
cos
111
1
)1(
ϕβϕα
β
+tg
P
Q
(1)
= 19998 N.
2) Lực tác dụng lên bánh răng bị động:
- Lực vòng : P
(2)
= P
(1)
1
2
cos
cos
β
β
= 43411
643,0
866,0
= 58466 N.

- Lực hướng tâm :
SV: Lê Văn Sâm Lớp: Ck ô tô b-k47
25