thiết kế xe tải 2,5 tấn phần thiết kế truyền lực chính-vi sai- bán trục

Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Lời nói đầu
Song song với sự phát triển của nền kinh tế, nhu cầu đi lại, vận
chuyển hàng hoá ngày càng tăng, để đáp ứng yêu cầu đó, ngành vận tải đa ra rất
nhiều phơng thức vận tải khác nhau nh: vận tải đờng sắt, vận tải đờng thuỷ, vận
tải hàng không, vận tải ôtô, Nhng vận chuyển một cách triệt để nhất phải nói
đến vận tận tải ôtô. Hiện nay, vận tải ôtô phát triển rất mạnh nó chiếm khối lợng
vận chuyển lớn nhất so với các phơng thức vận tải khác. Phơng tiện vận tải ôtô
chủ yếu là ôtô, đây là một phơng tiện vận tải quan trọng và nó có nhiều đặc
điểm u việt hơn hẳn các phơng tiện vận tải khác ở tính năng cơ động cao, tính
năng thông qua lớn ở mọi loại đờng khác nhau,
Với điều kiện nớc ta hiện nay thì việc vận chuyển bằng đờng sắt, đ-
ờng thuỷ, vận tải hàng không còn gặp nhiều hạn chế nh giá cớc vận chuyển cao,
mạng lới giao thông ít, giá thành chi phí quá lớn,Do vậy, vận chuyển hàng hoá
và hành khách ở nớc ta vẫn chủ yếu bằng ôtô.Với mạng lới giao thông đờng bộ
chằng chịt và đợc nối thông với tất cả các miền, các vùng làm cho vận tải ôtô
ngày càng đợc phát triển. Tuy nhiên do đờng xá còn hẹp và nhu cầu vận chuyển
vẫn còn đơn lẻ do nền kinh tế cha phát triển. Do đó nhu cầu vận chuyển bằng
ôtô hạng nặng vẫn còn hạn chế .
Với các điều kiện về kinh tế cũng nh về đờng xá đã nói ở trên thì
việc vận tải bằng ôtô nhỏ rất phù hợp. Do vậy, đòi hỏi ngành vận tải nớc ta đa ra
loại ôtô nhỏ phù hợp với điều kiện thực tế để đáp ứng nhu cầu vận chuyển của
nhân dân.
Sau một thời gian nghiên cứu và học tập tại trờng, với sự giúp đỡ
của thầy Nguyễn Đức Toàn, tôi xin đa ra phơng án thiết kế loại xe vận tải cỡ nhỏ
với tải trọng 2,5 tấn. Đây là loại xe đang đợc a chuộng tại Việt Nam và nó rất
phù hợp với điều kiện ở nớc ta.
Tuy nhiên do thời gian và trình độ có nhiều hạn chế nên trong quá
trình thiết kế tôi không tránh khỏi những thiếu sót rất mong các thầy chỉ dẫn và
giúp đỡ để thiết kế đợc hoàn thiện.
Hà nội, ngày 26 tháng 3 năm 2001

Sinh viên lớp CKOA - 37
NGÔ VĩNH TĩNH
Phần I - đại cơng về ôtô
I- cấu tạo chung về ôtô
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
1
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
ôtô là một phơng tiện vận tải đờng bộ dùng để vận chuyển hàng hoá và
hành khách.
Ôtô bao gồm các phần chính sau:
+ Động cơ: là nguồn năng lợng cơ học.
+ Thân vỏ: là phần công tác hữu ích của ôtô dùng để chở khách và hàng
hoá. Đối với xe tải là cabin và thùng xe với xe con và xe khách là chỗ của ngời
lái và hành khách.
+ Gầm bệ: bao gồm:
* Hệ thống truyền lực: Bao gồm các cơ cấu và tổng thành làm nhiệm vụ truyền
mômen xoắn từ động cơ tơí các bánh xe chủ động. Thay đổi chuyển động quay,
mômen xoắn từ động cơ trạng thái chuyển động của ôtô. Hệ thống truyền lực
bao gồm :
- Li hợp.
- Hộp số.
- Hộp phân phối.
- Truyền lực các đăng.
- Truyền lực chính.
- Vi sai.
- Bán trục.
* Hệ thống chuyển động: Là nơi đặt tất cả các tổng thành của ôtô và đa xe
chuyển động trên đờng. Hệ thống chuyển động bao gồm:
- Khung xe.

- Dầm cầu.
- Hệ thống treo.
- Bánh xe.
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
2
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
* Hệ thống điều khiển: là hệ thống dùng để điều khiển phơng hớng chuyển
động của ôtô và điều khiển sự nhanh chậm của ôtô. Hệ thống điều khiển bao
gồm :
- Cơ cấu lái.
- Hệ thống phanh.
II- phân loại ôtô.
ôtô có thể đợc phân loại nh sau :
Ngoài ra còn đợc phân loaị theo :
* Theo thể tích công tác của động cơ lắp trên ôtô: có các loại sau :
1.2, 1.5, 2.0, 3.0, 3.5,
* Theo nhiên liệu sử dụng :
- loại động cơ Diêzen.
- loại động cơ xăng.
* Theo tính năng thông qua:
- loại tính năng thông qua bình thờng .
- loại tính năng thông qua cao
III - những yêu cầu chung khi thiết kế ôtô.
1. Yêu cầu về thiết kế chế tạo:
Ôtô phải mang tính hiện đại, các tổng thành trên xe có kết cấu hiện đại,
kích thớc nhỏ gọn, bố trí hợp lí phù hợp với các điều kiện đờng xá và khí hậu.
Vỏ xe phải đẹp phù hợp với yêu cầu về thẩm mĩ công nghiệp.
Vật liệu chế tạo chi tiết phải có độ bền cao, nhằm nâng cao tính tin cậy và
tuổi thọ của xe, tăng vật liệu nhẹ làm giảm tự trọng của xe.
Kết cấu của chi tiết phải có tính công nghệ cao, dễ gia công, số lợng các

nguyên công trong quy trình chế tạo ít.
2. Yêu cầu về sử dụng:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
3
ôtô
Ôtô chạy trên đ-
ờng
công cộng
Ôtô chạy ngoài đờng công cộng
Ôtô VTHH
Ôtô VTHK Ôtô VT chuyên dùng
Xe tải
nhỏ
<2(tấn
Loại
tb
3-5
tấn
Loại
lớn
5-7tấn
Loại
rất lớn
>7tấn
Xe
con
Xe
buýt
Taxi T
nhân

Công
vụ
Cứu
hoả
Cứu th-
ơng
Cảnh
sát
Sân bay Công
trờng
Khai
thác
Trong thành phốNgoài thành phố
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Xe phải có tính năng động lực cao nh tốc độ trung bình, năng suất vận
chuyển cao, thời gian gia tốc và quãng đờng tăng tốc thấp, khởi động dễ dàng.
Xe phải có tính an toàn cao đặc biệt với hệ thống phanh và hệ thống lái.
Xe phải có tính tiện nghi cao cho cả lái xe và hành khách, thao tác nhẹ
nhàng, tầm nhìn tốt.
Mức tiêu hao nhiên liệu, dầu mỡ bôi trơn, xăm lốp và các vật liệu chạy xe
thấp.
Kích thớc, hình dáng đảm bảo công tác xếp, dỡ hàng hoá đợc thuận tiện
nhanh chóng.
Kích thớc thùng xe đảm bảo với tải trọng để nâng cao hệ số sử dụng hệ số
tải trọng.
Xe phải êm không có tiếng ồn, giảm lợng độc hại trong khí thải.

3. Yêu cầu về bảo dỡng sửa chữa:
Số lợng các điểm bôi trơn ít để tạo điều kiện giảm thời gian bơm dầu.
Thay thế các điểm bôi trơn có vú mỡ bằng vật liệu bôi trơn vĩnh cửu. Các vú mỡ

bố trí thẳng hàng cùng phía đảm bảo công tác bảo dỡng thuận lợi.
Giảm giờ công kiểm tra xiết chặt bằng cách sử dụng bu lông, vít cấy, đai
ốc, Có tính tự hãm cao đúng tiêu chuẩn và ít chủng loại để đảm bảo ít thay đổi
dụng cụ tháo lắp.
Giảm giờ công điều chỉnh bằng cách thay các khâu điều chỉnh bằng tay
bằng các khâu điều chỉnh tự động hoặc dễ điều chỉnh.
Kết cấu của xe đảm bảo công tác tháo lắp dễ dàng thuận tiện cho công tác
sửa chữa, thay thế phụ tùng.
Kết cấu cũng nh vật liệu chế tạo của các chi tiết ôtô có độ hao mòn lớn
phải đủ bền sau khi phục hồi. Sửa chữa, các mặt chuẩn phải đợc bảo toàn tạo
điều kiện cho gia công cơ khí sửa chữa đáp ứng đợc các yêu cầu kỹ thuật.
IV-Lựa chọn các phơng án thiết kế.
Sau khi nghiên cứu nhu cầu vận chuyển hàng hoá cũng nh tìm hiểu điều kiện
khai thác ở Việt Nam, ta đa ra phơng án thiết kế xe tải loại nhỏ tải trọng 2,5 tấn.
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
4
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Phần 2 thiết kế các tổng thành của xe
Sau khi tính toán sức kéo, phân bố tỷ số truyền, tính toán động lực học và
lựa chọn tải trọng phù hợp ta đợc các thông số cơ bản sau để tính toán các tổng
thành xe:
+ Tỷ số truyền truyền lực chính : i
o
= 5,7
+ Tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1 là : i
1
= 5,6
+ Tỷ số truyền của hộp số ở tay số 2 là : i
2
= 3,15

+ Tỷ số truyền của hộp số ở tay số 3 là : i
3
= 1,77
+ Tỷ số truyền của hộp số ở tay số 4 là : i
4
= 1
+ Tỷ số truyền của hộp số ở tay số 5 là : i
5
= 0,76
+ Hiệu suất truyền lực trên toàn bộ xe :
89,0=

Các thông số kích thớc:
- Chiều dài toàn bộ : L = 5255 (mm)
- Chiều rộng toàn bộ : B
o
= 2010 (mm)
- Chiều cao toàn bộ : H
o
= 2220 (mm)
+ Chiều dài cơ sở : l = 2750 (mm)
+ Chiều rộng cơ sở :

B = 1478 (mm)
+ Vệt bánh trớc : V
t

=1650 (mm)
+ Vệt sau : V
s

= 1435 (mm)
- Công thức lốp : 700 - 16
- Bán kính : r
0
= 0,358 (m)
+ r
bx
= 0,358 (m)
+ = 0,94
- Trọng lợng bản thân 2430 (kG)
- Hệ số không khí 0,6ữ0,7
- Diện tích chính diện 2,0182,02 (m)
- Trọng lợng tác dụng lên: cầu trớc tải : 729 (kG)
: cầu sau tải :1701 (kG)
- Trọng lợng khi đầy tải: 5110 (kG)
+ Trọng lợng lên cầu trớc khi đầy tải: 1533 (kG)
+ Trọng lợng lên cầu sau khi đầy tải : 3577 (kG)
- Vận tốc lớn nhất của xe: v
max
=90 km/h = 25 m/s
- Hệ số cản mặt đờng khi v
max
là 0,03
- Hệ số cản lớn nhất ở tay số 1 là: 0,4
- Động cơ điezen 4 kỳ dùng cho huynđai có:
N
emax
= 100 ml/3400 v/ph
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
5

Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
M
emax
= 26 kGm/200 v/ph
Chơng I- tính toán thiết kế truyền lực chính
1- công dụng - yêu cầu phân loại:
1. Công dụng:
Truyền lực chính để tăng mômen xoắn và truyền mômen xoắn qua cơ cấu
phân chia đến các bán trục đặt trớc một bán trục đặt dới một góc nào đó đối với
trục dọc của ô tô.
2. Phân loại truyền lực chính:
a. Phân loại theo cặp bánh răng ăn khớp
-Truyền lực chính đơn: Là loại truyền lực chỉ có một cặp bánh răng ăn
khớp.
-Truyền lực chính kép: là loại truyền lực chính có nhiều hơn 2 cặp bánh
răng ăn khớp.
b. Phân loại theo loại bộ truyền:
- Loại bánh răng côn răng thẳng.
- Loại bánh rang côn xoắn.
- Loại bánh răng trụ răng nghiêng.
- Loại trục vít bánh vít.
- Loại truyền động xích.
c. Phân loại theo sơ cấp
- Loai 1 cấp.
- Loại 2 cấp.
3. Yêu cầu của truyền lực chính:
- Truyền lực chính phải có tỷ số truyền đảm bảo tính năng động lực học
và tính năng kinh tế của ôtô:
+ Tính năng kinh tế
+ Tỷ số

maxã
ã
V
axVem
- Truyền lực chính cần phải có kích thớc nhỏ gọn để đảm bảo khoảng
rỗng gầm xe cần thiết.
- Truyền lực chính phải có độ cứng cần thiết.
- Truyền lực chính đảm bảo hiệu suất cao ngay cả khi nhiệt độ thay đổi và
vận tốc quay thay đổi.
- Truyền lực chính phải đảm bảo bền trục và điểm tựa.
2-Lựa chọn phơng án thiết
I . Các phơng án thiết kế.
Khi thiết kế truyền lực chính ta có các phơng án thiết kế sau:

1. Truyền lực chính đơn:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
6
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
a.Truyền lực chính đơn bộ truyền bánh răng trục nghiêng
- Ưu điểm : chế tạo đơn giản.
- Nhợc điểm: xuất hiện lực dọc trục.
b-Truyền lực chính đơn bộ truyền lực bánh răng côn xoắn thông thờng
- Ưu điểm:
+ Loại này đợc dùng phổ biến trong ôtô. Số răng ít nhất của bánh chủ
động có thể lấy 7 - 6 răng mà vẫn ăn khớp tốt và động cơ bền. Nhờ đó tăng đ ợc
từng số truyền i
0
giảm đợc kích thớc của trọng lợng cầu sau.
+ Làm việc êm dịu dù ở tốc độ góc lớn, nhờ đó có thể dùng với động cơ
cao tốc vì số răng đồng thời ăn khớp nên loại bánh răng này lớn hơn loại bánh

răng nón răng thẳng.
- Nhợc điểm: Khi hoạt động lực dọc trục lớn, phơng của lực thay đổi theo
chều quay của bánh răng.
- Sơ đồ cấu tạo :
1- Bánh răng chủ động. 5 - Bán trục.
2 - Vành răng bị động. 6 - Trục chữ thập.
3 - Bánh răng hành tinh. 7 - Vỏ vi sai.
4 - Bánh răng bán trục. 8 - Vỏ cầu.
c- Truyền lực chính đơn bộ truyền bánh răng Hypoit
Loại này đợc sử dụng rộng rãi:
- Ưu điểm:
+ Do có độ dịch chuyển hypoit E = (0,125 - 0,2)d
2
tạo điều kiện hạ thấp
đợc trọng tâm của ôtô cho phép tăng vận tốc mà vẫn ổn định.
+ Kết cấu vững vàng
+ Giảm đợc ứng suất tiếp xúc
- Nhợc điểm:
+ Sự trợt giữa các răng tăng theo cả hai chiều dài và cạnh vì vậy cần
phải dùng dầu bôi trơn đặc biệt
+Truyền động hypoit cần phải lắp rắp chính xác và bánh răng chủ động
phải có điệm tựa chắc chắn.
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
7
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
- Cấu tạo:
c- Truyền lực chính đơn bộ truyền trục vít bánh vít
- Ưu điểm :
+ Làm việc ít ồn, kích thớc và trọng lợng bé mà tỷ số truyền cao.
+ Cho phép đặt vi sai ngay giữa cầu sau do đó cầu sau có kích thớc đối

xứng và dễ thao tác.
+ Trong ôtô ba cầu chủ động có khả năng truyền mômen quay theo cả
hai cầu chủ động thông qua một trục.
+ Khi đặt trục xuống dới thì hạ thấp trọng tâm.
- Nhợc điểm:
+ Hiệu suất thấp đòi hỏi lắp thật chính xác.
+ Khi đặt trục vít xuống dới bánh vít làm cho khoảng sáng gầm xe bé,
làm tăng góc nghiêng trục các đăng. Nhng khi đặt trục vít lên trên bánh vít thì
việc bôi trơn truyền lực chính khó khăn, tuy nhiên giảm đợc góc nghiêng trục
các đăng.
+ Việc chế tạo phức tạp, vật liệu chế tạo bằng vật liệu đắt.
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
8
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
- Cấu tạo:
1- Trục vít; 2 - Bánh vít; 3 - Bộ vi sai; 4 - Vỏ truyền lực chính.
2. Truyền lực chính kép:
Thờng đợc ứng dụng khi cần tỷ số truyền lớn, khoảng sáng gầm xe nhỏ,
thông thờng truyền lực chính kép gồm hai cặp bánh răng: một cặp bánh răng
nón và một cặp bánh răng trụ. Tuỳ theo việc sắp xếp hai cặp bánh răng này ta có
hai loại.
a - Loại truyền lực chính kép tập trung:
Là truyền lực chính mà hai cặp bánh răng đợc lắp chung vào một hộp
giảm tốc trung tâm.
- Ưu điểm:
+ Tăng khoảng sáng gầm xe.
+ Tăng tỷ số truyền.
+ Truyền đợc mômen tới vi sai lớn.
- Nhợc điểm:
+ Cồng kềnh, đắt tiền vì thêm chi tiết.

II - Lựa chọn phơng án thiết kế
Dựa vào đặc tính u nhợc điểm của các loại Truyền lực chính trên kết hợp
với yêu cầu của xe thiết kế. Với xe tải loại nhỏ không yêu cầu nghiêm ngặt về
mặt kết cấu nên ta chọn loại bánh răng côn xoắn thông thờng. Sở dĩ ta chọn loại
Truyền lực chính đơn bánh răng côn xoắn thông thờng là vì:
- Tỷ số truyền của loại Truyền lực chính không lớn.
- Mô men truyền đến bánh trục không lớn.
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
9
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
- Kết cấu đơn giản giá thành rẻ, không cần lắp chính xác nh bộ truyền
hypoit.
- Vận tốc trợt nhỏ hơn so với bộ truyền Hipoit mà vẫn đảm bảo tính êm
dịu cần thiết.
- Sơ đồ Truyền lực chính đơn bộ truyền bánh răng côn xoắn thông thờng.
3-tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn xoắn
I - Chọn vật liệu chế tạo bánh răng côn xoắn của Truyền lực
chính .

Bánh răng côn xoắn trong Truyền lực chính đợc chế tạo bằng thép hợp
kim có thành phần các bon thấp hoặc trung bình nh: 12XH3A; 15HM; 18X;
18XHMA; 20XHM; 35XHMA; 38XH3BA; 18X2H4BA;
ở đây ta chọn:
Bánh răng chủ dộng: Vật liệu chế tạo là thép 38XH3BA có:

b
= 1150 N/mm
2

ch

= 800 N/mm
2
HB = 269
Bánh răng sau khi chế tạo đợc xêmăng tít hoá với độ sâu đật từ 0,9-1,8
mm và tôi trong dầu. Sau đó đem ram, khi ram xong độ cứng của răng đạt đợc
tới 65HRC, khi đó ứng suất tiếp xúc và ứng suất pháp tuyến cho phép là:
[]
tx
= 230000 kG/cm
2
[]
u
= 9000 kG/cm
2
Bánh răng bị động đợc chế tạo bằng thép 20XHM. Đây là loại thép ít
biến dạng có:

b
= 1150 N/mm
2

ch
= 800 N/mm
2
HB= 269
Bánh răng sau khi gia công đợc nhiệt luyện có độ cứng 65HRC và
[]
tx
=200000 kG/cm
2

[]
u
=9000 kG/cm
2
II - chọn các thông số cơ bản của bánh răng
1. Tỷ số truyền của Truyền lực chính i
o
=5,7
Vì Truyền lực chính là đơn nên tỷ số truyền của cặp bánh răng cũng chính
bằng tỷ số truyền của Truyền lực chính i=5,7.
2. Chọn số răng của báng răng
-Với bánh răng chủ động: Căn cứ vào tỷ số truyền i ta có thể chọn số răng
bánh chủ động Z
1
nh theo bảng kinh nghiệm sau:

I 2,5 3 4 5
68
Z
1
15 12 9 7 6
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
10
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Vì tỷ số truyền i=5,7 nên ta chọn số răng Z
1
=6 (răng)
- Bánh răng bị động Z
2
: ta có Z

2
=i; Z
1
= 5,7.6 34 (răng)
3. Tính độ dài đờng sing L:
Độ dài đờng sinh đợc tính theo công thức kinh nghiệm sau:
3
ã
14 iML
eM
=
trong đó:
M
emã
= 26 kG.m hay M
emã
= 260 Nm là mômen lớn nhất của động cơ
( )
mmL 1607,1597,5.26014
3
==
4. Mô đun mặt mút lớn nhất m
s
:
Mô đun mặt mút lớn nhất đợc tính theo công thức:
m
s
=
( )
mm

Z
L
927,9
346
160.2
Z
.2
22
2
2
1
2
=
+
=
+
5. Góc ăn khớp
n
:
Với ôtô tải nhỏ ta không quan trọng về độ êm dịu nh xe khách nên ta
chọn góc ăn khớp

n
=20
o
6. Góc giữa hai trục:
=
1
+
2

trong đó
1
,
2
: là góc nửa nón của bánh răng chủ động và bánh răng bị
động.
- Góc nửa nón của bánh răng chủ động:

1
=
0
00
10
7,5
11
cos
=






=

=








+
arctg
i
arctg
i
Sin
arctg


- Góc nửa nón bánh răng bị động:

2
=-
1
=90
0
-10
0
=80

0
7. Bề rộng răng b:
Theo công thức kinh nghiệm ta có:
b 0,3L = 0,3 .160 = 48 (mm)
Chọn b = 48 (mm)
8. Mô đun pháp tuyến trung bình:
Theo công thức trong sách tính toán thiết kế ôtô Trờng Đại học GTVT ta
có:

cos
5,0
1






=
L
b
mm
Stb
trong đó:
là góc xoắn của răng = 35 ữ 45
0
Với truyền lực chính có Z
1
=6 chọn =40
0

Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
11
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
( )
mmm
tb
686,540cos
160
48.5,0
1.9
0
=






=
9. Hệ số dịch chỉnh:
Trong bánh răng côn xoắn của truyền lực chính thờng áp dụng dịch chỉnh
theo chiều cao và hệ số dịch chỉnh này với bánh nhỏ và bánh lớn có giá trị nh
nhau nhng ngợc dấu với bánh nhỏ dịch chỉnh dơng và bánh lớn dịch chỉnh âm.
Hệ số dịch chỉnh theo chiều cao đợc chọn theo điều kiện cân bằng độ trợt
riêng của răng.
Hệ số dịch chỉnh theo chiều cao
s
đợc chọn theo bảng I-5 trong sách
HDTK cầu chủ động ĐHBK
Loại ôtô

n
Số răng Z
1
6 7 8 9 10 11 12 13
Giá trị
Xe du
lịch
16
0
0,54 0,545 0,55 0,55 0,54 0,48
Xe tải,
khách
20
0
0,535 0,51 0,48 0,455 0,405 0,358
Với ôtô tải góc ăn khớp
n
=20
0
; Z
1
=6; ta có:

s
=0,535
10. Chọn hệ số chiều cao và khe hở hớng kính:
Đối với bộ truyền bánh răng côn xoắn chọn hệ số sử dụng chiều cao và
khe hở hớng kính theo bảng I-2 HDTK cầu chủ động ĐHBK:

0
Z
1

0
Cn
0ữ15
0
12
1,00 0,200
15ữ30
0
10
0,95 0,200
30
0
8
0,82 0,16
38
0
ữ40
0
7 0,78 0,16
40
0
ữ42
0
6 0,75 0,16
42
0

ữ45
0
5 0,7 0,162
Chọn hệ số chiều cao f
0s
=0,75
Hệ số khe hở hớng kính cn = 0,10
khe hở hớng kính Cn =0,16.m
s
=1,44 (mm)
11. Chọn cấp chính xác: 7ữ8
12. Chiều cao làm việc của răng:
h
1
=2.f
s
.m
s
=2. 0,75. 9 =13,5 (mm)
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
12
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
13. Chiều cao toàn bộ răng:
h =h
1
. C
n
=13,5. 1,44= 14,94 (mm)
14. Bán kính vòng chia:
r

1
= m
s
.Z
1
/2 = 9. 6/2 = 27 (mm)
r
2
= m
s
.Z
2
/2 = 9.34/2=153 (mm)
15. Chiều cao đầu răng:
h
1
= m
s
.(f
0s
+
s
) = 9. (0,75 + 0,535) = 11,565 (mm)
h
2
= h
1
- h
1
= 13,5-11,565 = 1,935 (mm)

16. Chiều cao chân răng:
h
1
= h-h
1
=14,94 - 11,565 = 3,375 (mm)
h
2
= h-h
2
=14,94 - 1,935 = 13,005 (mm)
17. Góc chân răng:
'0
''
2
2
'0
''
1
1
149
160
005,13.2.2
252
160
375,3.2.2
===
===
arctg
L

h
arctg
arctg
L
h
arctg


18. Góc côn ngoài:

e1
=
1
+
2
=10
0
+ 9
0
14=19
0
14

e2
=
2
+
1
=80
0

+ 2
0
25=82
0
25
19. Góc côn trong:

i1
=
2
-
1
=10
0
2
0
25= 7
0
35

i2
=
1
-
2
=80
0
9
0
14=70

0
46
26. Đờng kính đỉnh răng:
D
e1
= d
1
+ 2.h
1
. cos
1
=54+2.11,565.cos10
0
=76,78 (mm)
D
e2
= d
2
+ 2.h
2
. cos
2
=306+2.1,935.cos80
0
=306,67 (mm)
21. Khoảng cách từ đỉnh tới mép ngoài vành răng:
( )
mm
tg
h

tg
H 12,15110sin.565,11
10.2
54
sin.
.2
d1
0
0
1
''
1
1
1
===


( )
mm
tg
h
tg
H 07,2580sin.935,1
80.2
306
sin.
.2
d2
0
0

2
''
2
2
2
===


22. Chiều dày răng theo cung:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
13
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
( )
( )
mmSsmS
mm
tgtg
sm
554,9705,189.14,3.
705,18
40cos
20
.535,0.2
2
14,3
.9
cos.2
.
2
.S

12
0
0
1 1
===
=








+=








++

=

23. Số răng tơng đơng:
Bánh chủ động :

1038,10
40cos.10cos
6
cos.cos
Z
Z
0202
1
1
1t
===


(răng)
Bánh bị động:

33466,333
40cos.80cos
34
cos.cos
Z
Z
0202
2
1
2
2t

===


(răng)
24. Bán kính trung bình:
Bánh chủ động :
( )
mm
b
rr
tb
83,2210sin
2
48
27sin
2
0
111
===

Bánh bị động :
( )
mm
b
rr
tb
36,12980sin
2
48
153sin

2
0
111
===

25. Bán kính trung bình tơng đơng:
Bánh chủ động :
( )
mmr
tb
t
5,39
10cos.40cos
83,22
cos.cos
002
1
2
1
1
==

=


Bánh bị động :
( )
mmr
tb
t

47,1269
80cos.40cos
36,129
cos.cos
002
2
2
2
2
==

=


26. Chọn hệ số dạng răng:
Theo bảng VII - 2 trong sách thiết kế tính toán ôtô máy kéo tập 2 ĐH và
THCN.
Với tỷ số truyền i
0
=5,7 và số răng bánh chủ động Z
1
=6 ta có y =0,452
27. Chiều xoắn:
Chọn chiều xoắn là chiều xoắn phải thuận chiều kim đồng hồ khi nhìn từ
đầu bé của bánh răng.
IV- kiểm tra đIều kiện ăn khớp về mặt hình học của bộ truyền
Kiểm tra điều kiện ăn khớp trên một số chỉ tiêu về chất lợng khi thiết kế
bộ truyền để đánh giá độ bền lâu, độ êm dịu, tiếng ồn, sự mất mát do ma sát,
khả năng cắt lắp ráp, là cần thiết. Ta tiến hành kiểm tra vấn đề sau:
1. Kiểm tra góc ăn khớp nhỏ nhất ở tiết diện đầu răng mà không bị cắt

chân răng:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
14
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Ta có :



tg
tg
arcsin
min
=
Bánh chủ động:
0
0
0
1
1min
20
10
'252
arcsin ==
tg
tg
arctg
tg
tg

Bánh bị động:
'459
80
'149
arcsin
0
0
0
2
2
2min
==
tg
tg
arctg
tg
tg



Nh vậy tất cả đều thoả mãn điều kiện
min

n
= 20
0
2. Kiểm tra hệ số trùng khớp
a - Trùng khớp prôfin mặt đầu đợc xác định theo công thức:

s
=[
2
1
1.
2
10
1
1
cos.2
cosZ
2.cos
Z

++




ss
f








+

+++
2
2
1
1
1
2
1
1.
2
10
1
1
cos.2cos.2
sin
cos.2
cosZ
2.cos
Z






ZZ
f

ss
].

cos
1


s
=
[ ]
016,1
950,2
1
.4,343,11636,10 =+
Vậy thoả mãn điều kiện =1ữ1,25
b - Trùng khớp chiều dọc răng:
s
b
b
b
m
Ltg
K
tgK
0
3
3
.
.
3

.










=


Trong đó:

( )
( )
( )
( )
75,1
9.14,3
160.40.
3
364,0
40.364,0
364,0
48160160
48.5.0160485,0.
03

3
0
=









=
=


=


=
tgtg
bLL
bLb
K
b
b

Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
15
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37

Thoả mãn điều kiện =1,2ữ1,75
c- Tính hệ số trùng khớp:
02,275,1016,1
2222
0
=+=+=
bs

IV-Phân tích lực tác dụng lên bánh răng côn xoắn thông thờng

Giả thiết điểm đặt lực lên bán kính trung bình ta phân tích lực tơng hỗ N
thành các thành phần sau:
Lực vòng :
P
Lực dọc trục :
Q
Lực hớng kính :
R
Trong mặt phẳng thẳng góc với đờng trục ta phân tích lực N thành hai
thành phần:
- Lực pháp tuyến của răng
1
P
- Lực tiếp tuyến của răng
2
P
+ Phân tích
1
P
thành lực

P
và lực
S

P
theo phơng tiếp tuyến với vòng tròn lăn

S
theo phơng của đờng sinh
Góc tạo bởi
P
và
1
P
là
- Lực vòng: P =
tb
r
M
Trong đó:
M là mômen tính toán
ở tay số 1 ta có: M = M
emax
.i
1
.
ck
i
1
: là tỷ số truyền ở tay số 1

ck
: là hiệu suất cơ khí:
ck
= 0,89
M
emax
= 26kGm = 260 N.m là mô men cực đại của động cơ
M = 260.5,6.0,89 = 1295,84 N.m
P =
( )
N47,54908
10.6,23
84,1295
3
=

- Lực tiếp tuyến:
S = P.tg = 54908,47.tg40
0
= 46073,68 (N)
- Lực pháp tuyến:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
16
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
P
2
= P
1
.tg =

( )
N
tg
tgP
n
63,26088
40cos
20.47,54908
cos
.
0
0
==


Trong 3 thành phần lực P, S, P
2,
thì lực S và lực P
2
gây lên lực dọc trục và
lực hớng tâm.
* Lực dọc trục:
Q = X = P
2
sin - Scos
Chọn kiểu bánh răng côn xoắn có chiều xoắn phải và khi tiến ôtô có
mômen âm lên ta có:
( )

cos.sinsin.
cos
+= tg
P
Q
( )
( )
( )
NQ
NtgQ
96,49903
96,4990310cos.40sin10sin.20
40cos
47,54908
0000
0
=
=+=
*Lực hớng kính:
R=Y =P
2
cos+Ssin
( )


sin.sincos.
cos
= tg
P
R

( )
( )
NtgR 84,1479110sin.40sin10cos20
40cos
47,54908
0000
0
==
V-tính toán bền cặp bánh răng ăn khớp Truyền lực chính .
1.Tính toán bền cặp bánh răng theo ứng suất tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc, độ bền mỏi của kim loại, chất lợng dầu bôi trơn và độ
cứng vững của kết cấu Truyền lực chính ảnh hởng tới tính chất, quyết định đến
thời gian làm việc của Truyền lực chính.
Cũng nh bánh răng trụ ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc:
[ ]
tx
tx
b
EP

+=
21
11
cos.
.
418,0
Trong đó:
- P: là lực vòng (N)
- E: là mô đun đàn hồi E = 2,15.10
5
N/mm
2
-
1
,
2
: là bán kính cong các mặt tiếp xúc tại diểm tiếp xúc (mm)

1
= r
tđ1
.sin

2
= r
tđ2
.sin
r
tđ1

= 39,5(mm)
r
tđ2
= 1269,47(mm)
thay vào công thức trên ta có:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
17
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
[ ]
tx
tdtd
tx
rrb
EP












+=
21
11
sin.cos.

.
418,0
thay số :
P = 54908,47(N)
E = 2,5.10
5
(N/mm)
b = 48 (mm)
= 20
0
ta có:
( )
2
00
5
/22,1687
47,1269
1
5,39
1
20sin20cos.48
10.18,2.47,54908
418,0 mmN
tx
=

+=


tx
=1687,22(N/mm
2
) []
tx
=2000(N/mm
2
)
Vậy thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
2.Tính bền bánh răng theo ứng suất uốn:
Từ công thức tính cho bánh răng thẳng:

u
=
W
hP.
Trong đó:
- P: là lực vòng
- h: chiều cao toàn bộ răng
-W: mô men chống uốn; thờng lấy ở tiết diện có độ dầy bằng t/2 (nửa bớc
răng)
bt
hP
bt
hP
b

t
W
u
.
.
.24
6
.
2
.
6
.
2
22
2
=






=






=

Khi tính cho bánh răng nón ta thay lực vòng P bằng lực tác dụng vuông
góc với răng P
1
. Thay b bằng b
1
là chiều dài thực của răng xoắn thay bớc răng t
tb
bằng bớc răng pháp tuyến t
ntb
.
Ta có:
2
1
1
24
ntb
tb
u
tb
hP
=

mặt khác ta có:


cos
cos
1
1

b
b
P
P
=
=
cuối cùng ta có:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
18
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37




cos.
.2
sin.
1
24
2
1
1
2
1
1

=
r
b
tbr
hiM
ckeMax
u
trong đó :
M
emax
=26kGm
i
1
= 5,6

ck
= 0,89
h = 14,94 (mm)
r
1
= 27 (mm)
b = 48 (mm)
t
ntb
= .m
ntb

= 3,14.6 = 18,48 (mm)
( )
2
0
2
0
2
/38,298
40cos.
27.2
10sin.48
148,18.48.27
94,14.89,0.6,5.26.24
mmN
u
=









=


u
= 298,38 (N/mm

2
) []
u
= 900 (N/mm
2
)
thoả mãn điều kiện bền uốn.
3. Kiểm tra theo áp suất riêng trên răng.
Với ôtô tải chỉ kiểm tra áp suất riêng trên răng theo công thức (công thức
VII-18 tính toán thiết kế ôtô máy kéo).
K
1
=
br
iM
ckeMax
.1
1


Trong đó:
M
eMax
= 26kGm : là mô men lớn nhất của động cơ.
i
1
= 5,6 : là tỷ số truyền ở tay số 1.
b = 48 (mm) : là bề rộng bánh răng.
K
1

=
( )
mkG /25,168518
10.48.18
89,0.6,5.26
6
=

hay K
1
= 1685,852 (kG/cm)
Vậy K
1
= 1685,852(kG/cm) [K
1
] = 1830(kG/cm)
thoả mãn điều kiện áp suất riêng trên răng.
4-tính toán trục
Các lực tác dụng lên cặp bánh răng côn xoắn:
+ Lực vòng : P = 54908,47 (N)
+ Lực chiều chục : Q = 49903,69 (N)
+ Lực hớng kính : R = 14791,84 (N)
I-sơ đồ tính toán trục bị động.
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
19
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
- Chọn khoảng cách giữa thành trong của bánh răng và ổ bi là 5 mm.
Ta có:
( )
mm

b
a 29
2
48
5
2
5 =+=+=

- Khoảng cách giữa các ổ đợc tính gần đúng theo công thức:
b=(2,53)d
trong đó: d là đờng kính trục.
Chọn sơ bộ L
2
=100
1. Tính các phản lực lên gối đỡ :
- Các phản lực R
az
, R
Bz
, R
Ay
, R
By
do các lực R và Q gây ra.
- Các phản lực X
A
,X
B
do lực vòng P gây ra.
* Tính các phản lực tại các ổ do lực vòng gây ra:

Lập phơng trình cân bằng theo phơng OX ta có:
00
=++=

PXXX
BA
chiếu lên OX ta có: - X
A
+ X
B
+ P = 0
X
B
= - P + X
A
(*)
Lập phơng trình mômen tại B ta có:
( )
2
21
221
)(
0.0
L
LLP
X
LXLLPm
A
AB
+

=
=+=

Thay
P = 54908,47 (N)
L
1
= 28,6 (mm)
L
2
= 100 (mm)
vào trên ta có:
( )
NX
A
292,70612
100
)6,28100(47,54908
=
+
=
Thay X
A
vào (*) ta có:
X
B
= - 54908,47 + 70612,292 = 15703,8224 (N)
Vậy ta có:
X
A

= 70612,292 (N)
X
B
= 15703,8224 (N)
* Phản lực tại các ổ do lực chiều trục và lực hớng kính gây ra:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
20
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Lập phơng trình cân bằng theo phơng OY ta có:
00
=++=

QRRY
ByAy
chiếu lên OY ta có: - R
By
+ R
Ay
Q = 0
- R
By
+ R
Ay
= Q

(1)
Lập phơng trình cân bằng theo phơng OZ ta có:
00
=++=

RRRZ
BzAz
chiếu lên OZ ta có: - R
Bz
- R
Az
+ R = 0
R
By
+ R
Ay
= R

(2)
Lập phơng trình mômen tại B ta có:
2
121
1122
.)(
0.)(.0
L
rQLLR
R
rQLLRLRm
tb
az
tbAzB
++
=
=++=

(3)
Lập phơng trình mô men tại A ta có:
2
11
112
.
0.0
L
rQRL
R
rQRLLRm
tb
Bz
tbBzA
+
=
=+=

(4)
Cuối cùng ta có hệ 4 phơng trình:

+
=

=
=+
=+
)4(
)(.
)3(

)2(
)1(
2
211
2
11
L
LLRrQ
R
L
rQLR
R
RRR
QRR
tb
a
tb
Bz

BzAz
AyBy
Trong đó:
r
tb1
là bán kính trung bình của bánh răng bị động.
r
tb1
= 22,83 (mm)
Lắp theo sơ đồ trên thì chỉ ổ A chịu tác dụng của lực hớng trục còn ổ B
chỉ chịu khi quay ngợc chiều tức là khi ô tô chuyển động lùi. Do vậy, khi tiến thì
R
By
= 0
Từ (1) ta có:
R
Ay
=Q =49903,69 (N)

Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
21
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Thay các giá trị sau vào phơng trình (4) ta có:
R
Bz
=-7162,546(N)
(đấu -chứng tỏ R
Bz
quay ngợc chiều)
Thay R

Bz
vào (2) ta đợc:
R
Az
=7629,294(N)
Cuối cùng ta tính đợc các phản lực nh sau:
X
A
= 7612,292 (N)
X
B
= 15702,8224 (N)
R
Ay
= 49903,69 (N)
R
Az
= 7629,294 (N)
R
Bz
= 7162,546 (N)
2. Lập biểu đồ mômen.
Sơ đồ lực tác dụng lên trục:
a- Lập biểu đồ mômen của trục dới tác dụng của lực vòng P:
Lực vòng P tơng đơng với một lực P đặt ở tâm trục và một mômen xoắn
M
x
= P.r
tb1
= 54908,47.22,83 = 1253560,37 (Nmm).

Khi đó ta có sơ đồ lực tác dụng lên trục dới tác dụng của lực vòng P có
dạng nh hình vẽ:
Phản lực tại gối đỡ là:
X
A
= 70612,292 (N)
X
B
= 15703,8224(N)
Biểu thức nội lực ở các đoạn trục CA và AB:
+ Trên đoạn AC (xét mặt cắt 1- 1 cách C một đoạn x
1
:
0 x
1
L
1
= 28,6 (mm) có:
* Lực cắt: Q
x
= - P = - 54908,47 (N)
* Mô men uốn: M
ux1
= - P .x
1
= 54908,47 .x
1
với x
1
= 0 M

ux1
= 0
x
1
= L
1
= 28,6 (mm) M
ux1
= 1570382,24 (Nmm)
+Trên đoạn BC (0x
2
L
2
=100 (mm)) có:
* Lực cắt: Q
x
= X
B
= 15703,8224 (N)
* Mô men uốn: M
ux2
= - X
B
.x
2
= 15703,8224 .x
2
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
22
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37

với x
1
=0 M
ux2
= 0
x
1
= L
2
=100 (mm) M
ux2
= 1570382,24 (Nmm)
a- Lập biểu đồ lực cắt và mô men của trục dới tác dụng của hai lực dọc trục Q
và hớng kính R:
Lực chiều trục tơng đơng với một lực Q đặt ở tâm trục và một mô men
M=Q.r
tb1
=49903,69.22,83 =1139301,242 (Nmm)
Sơ đồ lực tác dụng của trục dới tác dụng của lực Q và R là:
R
Ay
= 49903,69 (N)
R
Az
= 7629,294 (N)
R
Bz
=7162,546 (N)
+ Biểu thức nội lực trên các đoạn AC và BA.
Trên đoạn AC xét mặt cắt 3-3 cách C một đoạn z

1
:
0z
1
L
1
=28,6 (mm) có:
* Lực cắt: Q
z1
= R = 14791,84 (N)
* Mômen uốn: M
uz1
= R .z
1
M = 14791,84 .z
1
- 1139301,2422
với z
1
= 0 M
uz1
= - 1139301,242 (Nmm)
z
1
= L
1
= 28,6 (mm) M
uz1
= - 716254,618 (Nmm)
Trên đoạn BA (xét mặt cắt 4-4 cách B một đoạn z

2
:
0z
2
L
2
=100 (mm) có:
* Lực cắt : Q
z2
= - R
Bz
= -7162,54618 (N)
* Mô men uốn: M
uz1
= - R
B
z
.x
1
= -7162,54618.z
2
với z
2
= 0 M
uz2
= 0
z
2
= L
2

= 100 (mm) M
uz2
= - 716254,618 (Nmm)
Dựa vào biểu đồ mô men ta có tại A:
M
ux
=1570382,24 (Nmm)
M
uz
=716254,618 (Nmm)
Mô men tổng cộng tại mặt cắt qua A là:
( )
NmmMMM
uzuxuA
052,1726013618,71625424,1570382
2222
=+=+=
M
uA
=1726013,052 (Nmm)
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
23
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Mô men uốn tại C: M
uc
=1139301,242 (Nmm)
Nh vậy M
ua
> M
uc

Do vậy, mặt cắt qua A là mặt cắt nguy hiểm nhất.
c-Tính đờng kính trục tại mặt cắt nguy hiểm:
Từ công thức:
[ ]
[ ]
3
3
.1,0
1,0
u
tdA
u
A
tdA
A
A
M
d
d
M
W
M



==
Trong đó:
+M
tđ
: là mô men tơng đơng ở A đợc tính nh sau:

22
.75,0
xuAtdA
MMM +=
+ M
x
là mô men xoắn M
x
=1253560,37 (Nmm)
( )
NmmM
tdA
297,203903937,1253560.75,0052,1726013
22
=+=
+[]
u
ứng suất uốn cho phép của vật liệu chế tạo.
Với thép 38XH3BA có
b
=1150 (N/mm
2
)

ch
= 800 (N/mm
2
)
Theo công thức TKCTM của N.V.Lẫm
[ ]

( )
2
1
1
/4601150.4,0.4,0
".
.
mmN
k
kn
b
u
===
=







là chu kỳ mạch động
- n = 1,5
- k


= 2
- k
N
= 1

[ ]
( )
2
/33,1531.
2.5,1
460
mmN
u
==

( )
mmd
A
043,51
33,153.1,0
297,2039039
3
=
chọn d
A
=55 (mm)
d- Tính đờng kính trục tại ổ bi thứ hai:
Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tại B chỉ chịu tác dụng của mô men xoắn
M
x
=1253560,37(Nmm)
Từ công thức:
[ ]
[ ]
3

3
2,0
.2,0Ư


x
B
B
x
x
x
M
d
d
M
W
M

==
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
24
Đồ án tốt nghệp Cơ khí ô tô 37
Trong đó: [] là ứng suất xoắn cho phép
[] = (0,2ữ0,3)
b
lấy [] = 0,2
b
= 0,21150 = 230(N/mm
2
)

)(092,30
230.2,0
37,1253560
3
mmd
B
=
chọn d
B
= 35 (mm)
II-Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn.
ở đây ta xét ảnh hởng của một số yếu tố tới sức bền mỏi của trục nh đặc
tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, kích thớc, chất lợng bề mặt,
Vì vậy sau khi đã xác định của trục cần phải kiểm nghiệm hệ số an toàn trục
tại tiết diện nguy hiểm.
Hệ số an toàn đợc xác định theo công thức TKCTM của N.V.Lẫm
[ ]
n
nn
nn
n
=


.
.
Trong đó: - n

: hệ số an toàn chỉ tính đến ứng suất pháp.
ma

k
n








.
1
+
=

-n

: hệ số an toàn chỉ tính đến ứng suất tiếp.
ma
k
n








.

1
+
=

Trong các công thức trên:
+
-1
,
-1
: là giới hạn mỏi xoắn và uốn theo chu kỳ đối xứng đợc tính theo
công thức:
+
-1
= (0,2ữ0,3)
b
lấy
-1
= 0,2
b
= 0,2.1150 = 230 (N/mm
2
)
+
-1
= 460 (N/mm
2
) tính ở trên
+
a
,

a
: biên dộ ứng suất pháp và tiếp là thành phần không đổi trong chu
kỳ ứng suất.

2
min



=
Max
a
2
min



=
Max
a
Vì ứng suất theo chu kỳ đối xứng nên:
Giáo viên hớng dẫn : Nguyễn Đức Toàn Sinhviên : Ngô Vĩnh Tĩnh
25