TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ Ô TÔ DU LỊCH, LOẠI ĐỘNG CƠ DIEZEL

NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ô TÔ
Họ vè tên sinh viên: Phạm Đình Tuệ Lớp: 07C4A
Ngày bắt đầu: 17/01/11 Ngày hoàn thành: 05/05/11
Giáo viên hướng dẫn: TS. Lê Văn Tụy
1. Đầu đề thiết kế: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ Ô TÔ
2. Số liệu cho trước:
+ Loại ô tô: Du lịch
+ Loại động cơ: Diesel
Công suất cực đại: 85[kW] Ở tốc độ: 3300[rpm]
Mômen cực đại: 260[kW] Ở tốc độ: 1800[rpm]
+ Trọng lượng toàn bộ: 2800[kG]
+ Tốc độ cực đại của xe: 120[km/h]
+ Bán kính làm việc của bánh xe: 0.33[m]
3. Yêu cầu:
3.1. Các nội dung thuyết minh và tính toán:
+ Tổng quan về hộp số.
+ Chọn tỷ số truyền của số thấp nhất và tính số cấp của hộp số.
+ Chọn loại/kiểu, sơ đồ động học của hộp số.
+ Tính toán kích thước cơ bản của trục và các cặp bánh răng hộp số.
+ Tính toán và xác định các thông số cơ bản của bộ đồng tốc hộp số.
3.2. Bản vẽ và đồ thị:
+ Bản vẽ lắp hộp số và điều khiển số (A
o
)
3.3. Hình thức:
Theo “ Quy định về hình thức Đồ án thiết kế môn học của bộ môn Ô tô và
Máy công trình”.
Đà Nẵng, ngày… tháng… năm 2011
Bộ môn Ô tô và Máy Công trình
1. TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
1.1. Công dụng và yêu cầu:

Đồ án thiết kế ô tô là một trong những đồ án quan trọng đối với sinh viên
ngành động lực ô tô. Thông qua đồ án này sinh viên có khả năng đọc, hiểu cũng
như thuần thục về cấu trúc của hệ thống truyền lực ô tô nói chung và hộp số ô tô
nói riêng để thuận tiện cho công việc sau này. Sự dạy dỗ nhiệt tình của giáo viên
cũng cho em thấy được tầm quan trọng của môn học cũng như đồ án môn học và
nhiệm vụ của chúng em là phải hoàn thành tốt đồ án này.
Thông qua đây em xin chân thành cảm ơn TS. Lê Văn Tụy đã tận tình giúp đỡ
em hoàn thành đồ án này.
Nhằm xác định các thông số cơ bản của hộp số.
Chủ yếu là tính toán, xác định số cấp của hộp số, giá trị tỷ số truyền của hộp
số nhằm đảm bảo yêu cầu về tính năng động lực cũng như nhiên kiệu của xe trong
mọi điều kiện làm việc.
Xác định các thông số điều khiển hộp số ô tô mà chủ yếu là tính toán xác định
các thông số cơ bản của bộ đồng tốc hộp số nhằm không những nâng cao tính
năng động lực học mà còn đảm bảo gài số êm dịu, nhẹ nhàng.
• Yêu cầu của hộp số:
Đủ các tỷ số truyền cần thiết.
Có số lùi.
Yêu cầu chung: - Hiệu suất cao.
- Kết cấu đơn giản.
- Điều khiển nhẹ nhàng.
* Đối với xe du lịch: Thường là 4, 5 hoặc 6 số và có 1 số lùi. Hộp số có thể có 2
đến 3 trục.
+ Loại 2 trục:
Ưu: + Đơn giản.
+ Truyền ở trục thứ cấp theo 2 chiều.
Nhược:+ Không có số truyền thẳng.
+ Kích thước chiều ngang lớn.
+ Loại 3 trục:
Ưu: + Có số truyền thẳng, η = 1.

+ Kích thước chiều ngang gọn.
Nhược:+ Hiệu suất thấp, trừ số truyền thẳng.
+ Kết cấu phức tạp.
* Đối với xe khách: Thường có 2 hộp số, một hộp số chính và một hộp số phụ
( hộp số phụ có thể bố trí trược hoặc sau hộp số chính). Vì loại xe này luôn làm
việc trong tình trạng tải luôn thay đổi và thường chạy trên những đoạn đường có
độ dốc không lớn lắm cho nên số cấp tương đối nhiều hơn xe du lịch.
* Đối với xe tải: Do vận chuyển hàng hóa là khối lượng chính và hoạt động trong
những địa hình có đồi dốc tương đối lớn : đèo, gặp đèn đỏ… nên số cấp của hộp
số xe này thường là 8 đến 10 hoặc 16… và có 2 cần số điều khiển.
1.2. Phân loại hộp số:
Theo số trục: + Loại 2 trục.
+ Loại 3 trục.
Theo số cấp: + n ≤ 6 : hộp số thường.
+ n ≥ 6 : hộp số nhiều cấp.
Sơ đồ:
Loại 2 trục:
Điều khiển: Lái xe chỉ cần kéo cần gài số sang các vị trí cần gài ta được số cần
gài.
Loại 3 trục:
Hộp số nhiều cấp:
• Hộp số phụ bố trí phía sau:
Khi ống gài D gài sang phải thì tỷ số truyền là 1, khi ống D gài sang trái thì tỷ số
truyền của hộp số phụ là:
1
1
+=
c
HT
i

ϖ
ϖ
• Hộp số phụ bố trí phía trước:
Trong trường hợp này thì hộp số phụ đóng vai trò là hộp số chia đường
truyền. Khi : i
p1
= 1 thì truyền thẳng đến hộp số chính.
i
p1
= 2 thì tỷ số truyền của hộp số phụ là:
Zb
Zb'
i
p1
=
Điều khiển:
1. Ống gài số:
Chú thích:
1. Trục hộp số
2. May ơ
3. Bánh răng gài số
4. Ổ bi kim
5. Vành chặn
Khi ω
k
và ω
k+1
không cùng tốc độ nên không gài được. Vì thế:
+ Giảm bớt số răng trên ống gài
+ Dùng bộ đồng tốc: dễ gài và tránh va đập.

2. Bộ đồng tốc:
Cấu tạo bộ đồng tốc:
+ Nhóm ma sát: để đồng đều nhanh tốc độ
+ Nhóm phản lực: Không cho gài số khi chưa đồng đều tốc độ
+ Nhóm định vị: đưa vành ma sát vào tiếp xúc trước và giữ cho đồng tốc ở vị trí
trung gian khi không gài số.
2. TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU.
2.1. Tính toán xác định các thông số yêu cầu ban đầu.
a. Tỷ số truyền của số thấp nhất i1
Theo Lý thuyết ô tô tỷ số truyền thấp nhất được xác định theo công thức:
td
Maxbx
iMe
GR
i
η


0max
1
Ψ
=
Với : ψmax=0.2
G = 2800.9,81=27468N
Rbx=0,33m
Memax= 260Nm
ηtd=0,9
io: tỷ số truyền của cầu chủ động (truyền lực chính) và được xác định theo vận tốc
cức đại của xe:
max

0
V
R
i
bxVN
λω
=
Với động cơ diesel thì
V
λ
và ωN=
)/(5752,345
60
3300 2
srad=
π
Và
)/(33,33
6,3
120
Vmax sm==
Thế số ta được:
42,3
33,33.1
33,0.5752,245
i
0
==
Thế số vào ta được tỷ số truyền thấp nhất của hộp số :

55,2
9,0.42,3.260
2,0.81,9.2800.33,0
1
==i
b. Số cấp:
Đối với hộp số xe ô tô du lịch và xe khách thì: dựa vào tính năng động lực của
xe và cách bố trí của hệ thống truyền lực có thể chọn số cấp của hộp số từ 3-5 số.
Chọn trước công bội q=1,5
Số cấp được xác định:
1
)ln(
)ln(
1
+=
q
i
n
Thế số:
31,31
)5,1ln(
)55,2ln(
=+=n
. Vậy chọn n=4 ( Hộp số 4 cấp)
* Các tỷ số truyền trung gian:
Đối với ô tô du lịch và ô tô liên tỉnh thường làm việc trong điều kiện đường sá
tương đối tốt, hệ số các tổng cộng của mặt đường nhỏ nên thường làm việc ở vùng
có tỷ số truyền nhỏ hay số truyền lớn. Nên số truyền trung gian được xác định theo
cấp số điều hòa nhằm sử dụng tốt công suất động cơ khi sang số như sau:
1

1
2
.1
h
h
hi
ia
i
i
+
=
1
1
3
.)2(1
h
h
hi
ian
i
i
−+
=
1
.)1(1
1
1
4
=
−+

=
h
h
hi
ian
i
i
Trong đó: a: hằng số điều hòa của dãy tỷ số truyền hộp số, được xác định bằng:
1
11
)1(
ihihn
an −=−
Với: n: số cấp hộp số
ih1: tỷ số truyền số thấp nhất của hộp số
ihn: tỷ số truyền số thấp cao của hộp số
suy ra:
20,0
55,2).14(
155,2
).1(
1
1
1
=
−
−
=
−
−

=
h
h
in
i
a
Tỷ số truyền ở các tay số trung gian:
68,1
55,2.2,01
55,2
.1
1
1
2
=
+
=
+
=
h
h
hi
ia
i
i
25,1
55,2.2,0.21
55,2
21
1

1
2
=
+
=
+
=
h
h
hi
ia
i
i
1
55,2.2,0.31
55,2
31
1
1
2
=
+
=
+
=
h
h
hi
ia
i

i
Tỉ số truyền của số lùi, được xác định theo công thức sau:
ihl = (1,2
÷
1,3).ih1
Chọn: ihl = 1,2. ih1= 1,2.3,75 = 4,5
2.2. Sơ đồ động của hộp số:
Sơ đồ động của hộp số loại 3 trục cố định, 4 số tiến có số trục như nhau, khác
nhau chủ yếu ở các cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp và cách bố trí số lùi. Ở hầu
hết các tay số đều sử dụng bánh răng nghiêng luôn luôn ăn khớp. Để gài số có thể
dùng ống gài hay đồng tốc. Đối với ô tô du lịch thì yêu cầu phải gài êm dịu, nhẹ
nhàng. Ở đây bố trí đồng tốc ở các số 1, 2, 3, 4 và phương án bố trí số lùi là không
luôn luôn ăn khớp, các bánh răng số lùi là bánh răng thẳng. Các bánh răng số lùi
đưa về thành cacte để tăng độ cứng vững, giảm kích thước phần chính của hộp số.
Số lùi được gài bằng cách di trượt bánh răng trung gian còn lại trên trục trung gian
và trục thứ cấp của hộp số. Từ những phân tích trên ta thiết kế sơ đồ động học của
hộp số xe du lịch 4 số tiến và một số lùi như sau:
Chú thích:
I-trục sơ cấp; III-trục thứ cấp; II-trục trung gian
1,2,3,4-các số truyền ở các tay số 1,2,3,4
A,B-bộ đồng tốc của các cặp số 1-2, 3-4
Za,Z’a-số răng của bánh răng chủ động và bị động của cặp bánh răng luôn
luôn ăn khớp
Z11,Z12-số răng của bánh răng chủa động và bị động của cặp bánh răng gài
tay số 1
Z21,Z22-số răng của bánh răng chủa động và bị động của cặp bánh răng gài
tay số 2
Z31,Z32-số răng của bánh răng chủa động và bị động của cặp bánh răng gài
tay số 3
II

I
,
z
a
3
z
1
2
z
1
1
z
1
z
l
L
,
l
z
l
a
z
4
B
z
2
3
2
3
A

z
2
2
1
z
2
1
2
z
l
III
1
Z1L,Z2L,Z’L-số răng của bánh răng số lùi; L-số lùi.
3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN.
a. Sơ đồ xác định các kích thước sơ bộ của hộp số:
Hình 3.1.Sơ đồ xác định các kích thước chiều dài sơ bộ của hộp số xe du
lịch
I-trục sơ cấp;
III-trục thứ cấp;
II-trục trung gian;
B-bề rộng ổ bi;
∆
-khoảng cách từ thành bên ổ bi đến thành bên bánh eăng gần
nhất; b-bề rộng bánh răng; H-chiều rộng của bộ đồng tốc;
δ
-chiều rộng của vai
trục; a-khoảng cách từ tâm ổ bi đến tâm bánh răng gần nhất; l1-khoảng cách từ
∆
δ
I

II
III
tâm ổ bi bên trái đến tâm bánh răng gài số 3; l-khoảng cách tâm hai gối đỡ trục
trung gian; A-khoảng cách trục hộp số.
3.1. Tính toán thiết kế các thông số::
a. Khoảng cách trục:
Đối với hộp số ôtô du lịch khoảng cách trục (A) được xác định theo công
thức kinh nghiệm sau [3]:
A = Ka.
3
ra
M
(mm) (3.1)
Trong đó:
Ka- hệ số kinh nghiệm; Đối với ô tô du lịch Ka= 8,9  9,3
Vì hộp số thiết kế là hộp số của ô tô dùng động cơ điesel nên chọn Ka= 8,9
Mra = Memax. ih1 (Nm)- mômen trên trục ra(thứ cấp) của hộp số.
Ở đây: Memax- mômen cực đại của động cơ, Memax= 260 (Nm)
ih1- tỷ số truyền của tay số một, ih1 = 2,55
Vậy: Mra = 260.2,55 = 663 (Nm)
Suy ra: A = 8,9.
3
663
=77,58 (mm)
Theo số liệu thống kê, đối với xe du lịch thì: A = (65  80) (mm)
Vậy A = 77,58 (mm) là thỏa mãn.
b. Kích thước chiều trục của hộp số :
Kích thước chiều trục của hộp số được xác định dựa vào kích thước chiều
rộng của các chi tiết lắp trên trục, như: bánh răng, ổ trục, đồng tốc, các kích
thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A, theo các công thức kinh

nghiệm sau [3]:
- Chiều rộng các vành răng (b):
b
≈
(0,19  0,23 ).A (mm)
Chọn: b = 0,23.A = 0,23.77,58 = 17,84 (mm)
Chọn : b = 14 (mm)
- Chiều rộng các ổ bi (B):
B
≈
(0,25  0,28).A (mm)
Chọn B = 0,25. A = 0,25 . 77,58 = 19,40 (mm)
Chọn B = 20 (mm)
- Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc (H):
H
≈
(0,68  0,78).A (mm)
Chọn: H = 0,7.A = 0,7 . 77,58 = 54,31
Chọn H = 54 (mm)
Chọn trước:
∆
: Khe hở giữa mặt trong BR và mặt trong của hộp số
∆
=6mm
δ
: Khe hở giữa các BR
δ
= 6mm
Suy ra: a =B/2 +
∆

+ b/2 = 20/2 + 6 +16/2 = 24 (mm)
l
1
= a + b/2 +H +b/2 = 24 + 16/2 +54 +16/2 =94 (mm)
l = 2. l
1
+2.b/2 +
δ
=2.94+2.16/2+6 = 210 (mm)
- Kích thước chiều trục của cacte hộp số (Lh):
Lh
≈
(3,0  3,4).A (mm)
Chọn Lh = 3,0 . A = 3,0 . 77,58 = 223.74 (mm)
c. Xác định đường kính trục:
Đường kính trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa
vào kinh nghiệm sau[3]:
- Đường kính trục sơ cấp (phần then hoa) (d1):
d1= Kd. (Memax)1/3 (mm)
ở đây: Kd= (4,04,6) - hệ số kinh nghiệm
Memax - mômen cực đại của động cơ theo đề bài cho(Nm).
chọn Kd= 4
suy ra: d1 = 4.(260)1/3 = 25,53 (mm)
Chọn d1=26mm
- Đường kính các trục trung gian (d2) và thứ cấp (d3):
+ ở phần giữa (đối với trục bậc):
d2,3 ≈ 0,45.A = 0,45. 77,58 = 34,91mm
Chọn d2,3=35 (mm)
d. các thông số chính của bánh răng:
Môduyn (mn)

Đối với xe du lịch, để giảm tiếng ồn khi làm việc, ta chọn bánh răng nghiêng,
môduyn nhỏ và tăng chiều rộng bánh răng. Môduyn xác định độ bền uốn của răng.
Vì thế các bánh răng chịu tải khác nhau, cần phải có môduyn khác nhau. Tuy vậy
xét theo quan điểm công nghệ thì chỉ nên dùng hai giá trị môduyn: một chung cho
các bánh răng nghiêng, một chung cho các bánh bánh răng thẳng, nhằm để đơn
giản hóa quá trình chế tạo va sửa chữa.
Môduyn pháp tuyến (mn) của các bánh răng có thể tính theo công thức kinh
nghiệm sau [3]:
mn
≈
(0,032  0,040).A (mm)
chọn : mn = 0,035.A = 0,035.77,58 = 2,71 (mm)
Theo dãy số tiêu chuẩn 1 [3]: mn = 2,7 (mm)
Góc nghiêng của bánh răng nghiêng (
β
)
Góc nghiêng β được chọn theo hai điều kiện [3]:
- Điều kiện 1: đảm bảo độ trùng khớp chiều trục (εβ) không nhỏ hơn một, để bánh
răng ăn khớp chiều trục được êm dịu, tức là:
εβ = b.tgβ/ts = b.sinβ/(mn.π) ≥ 1 (3.2)
Hay β ≥ arcsin(mn.π/b) = arcsin(3,14.2,7/17,84) =28,36 (rad)
Tức là: β ≥28o22’
Trong đó: ts- là bước ren
- Điều kiện hai: lực chiều trục tác dụng các bánh răng nghiêng của trục trung gian
phải tự cân bằng, để giảm lực tác dụng các ổ trục. Muốn vậy, hướng nghiêng của
tác cả các bánh răng trên trục phải giống nhau và thoả mãn điều kiện:
tgβi/ tgβ1 = ri/r1 (3.3)
Trong đó: β
i
và r

i
- góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng tay số i trên
trục trung gian; β
1
và r
1
- góc nghiêng và bán kính vòng lăn của bánh răng luôn
luôn ăn khớp của bánh răng trục sơ cấp.
Thực tế, lực chiều trục không thể cân bằng hoàn toàn và trên ô tô người ta
sử dụng các bánh răng có góc nghiêng β khác nhau, để tại điều kiện thuận lợi cho
công nghệ và sửa chữa.
Theo số liệu thống kê, góc nghiêng các bánh răng hộp số ô tô du lịch hiện
nay nằm trong khoảng: β = 22
0
34
0

chọn β = 33
0
Số răng tổng của các cặp bánh răng (Z∑)
Sau khi đã chọn chọn được khoảng cách trục A, môđuyn mn và góc
nghiêng β, như sau: A = 77,58(mm); mn = 2,7 (mm); β = 33
0
Ta có thể xác định sơ bộ số răng tổng cộng của các cặp bánh răng theo
công thức [3]:
ZΣ =
n
m
β
2.A.cos

(răng) (3.4)
ZΣ =
7,2
33s2.77,58.co
0
= 48,196 (răng)
ZΣ làm tròn về phía số nguyên gần nhất, vậy ZΣ = 48(răng)
Để giải quyết sai lệch xuất hiện khi làm tròn số răng, có thể dùng một trong
các biện pháp sau[3]:
- Hiệu chỉnh lại góc nghiêng β, theo công thức:
β = arccos(0,5.mn. ZΣ/A) (3.5)
Trong trường hợp dùng bánh răng không dịch chỉnh hoặc bánh răng dịch
chỉnh đều ξt = 0. Biện pháp này làm mất tính thống nhất về giá trị góc nghiêng β
của các bánh răng hộp số. bởi vậy, làm phức tạp quá trình chế tạo và sửa chữa
bánh răng, nên ít được dùng, hơn nữa cũng không áp dụng được nếu cặp bánh răng
có răng thẳng. Do vậy, ta dùng phương pháp dịch chỉnh thứ hai.
Xác định số răng của các bánh răng:
Sau khi đã xác định được số răng tổng của các cặp bánh răng Z
Σ
, ta xác
định tiếp số răng của các bánh răng tương ứng, nhờ hệ phương trình sau [3]:
Z
1
k
+ Z
2
k
= Z
Σ
(3.7) Z

1
k

= Z
Σ
/(i
gk
+1) (3.8)
Z
2
k
/ Z
1
k
= i
gk
Z
2
k
= Z
Σ
- Z
1
k

Trong đó: i
gk
- tỷ số truyền cặp bánh răng được gài của tay số thứ k.
i
gk

= i
hk
/ i
a
: đối với hộp số ba trục
Ở đây: i
hk
- tỷ số truyền hộp sô ở tay số thứ k.
i
a
- tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp. Giá trị i
a
hợp
lý là xác định theo i
h1
đảm bảo sao cho:
+ Bánh răng số một có kích thước để cho có thể chế tạo trục trung gian đảm
bảo độ cứng vững cần thiết.
+ Số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp không
được nhỏ hơn 12 để đảm bảo chất lượng ăn khớp và điều kiện không cắt chân
răng.
+ Kích thước bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp
phải đủ lớn để có thể bố trí gối đỡ trước của trục sơ cấp ở bên trong.
+ Đường kính ngoài của bánh răng phải nhỏ hơn đường kính lỗ lắp ổ trục
trên vỏ để đảm bảo điều kiện lắp ghép hộp số.
+ Để giảm tải trọng, tỷ số truyền tay số một cần phân phối cho cặp bánh
răng được gài nhiều hơn, tức là: i
g1
> i
a

.
Kinh nghiệm cho thấy, tỉ số truyền i
h1
phân phối tương đối hợp lí nếu Z
1
1
=
(1517) răng: đối với ôtô du lịch có i
h1
= (3,5 3,8). Vì hộp số có mô đuyn bánh
răng nhỏ m
n
= 2,7 (mm), nên chọn Z
1
1
= 17(răng).
Như vậy: i
g1
= (Z
Σ
- Z
1
1
)/ Z
1
1
= (48 - 17)/17 = 1,82
và i
a
= i

h1
/ i
g1
= 2,55/1,82 = 1,40
Theo công thức (3.8) trên, ta xác định được:
Z
a
= Z
Σ
/( i
a
+1) = 48/(1,40 + 1) = 20 răng
Chọn Z
a
= 20 răng
Suy ra Z
a
’ = Z
Σ
- Z
a
= 48 - 20 = 28 răng
Tính chính xác tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp:
i
a
= Z
a
’/Z
a
= 28/ 20= 1,4

Tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài của tay số thứ k được xác định
theo công thức[3]: i
gk
= i
hk
/ i
a

(3.9)
Tỉ số truyền cặp bánh răng được gài ở tay số hai (i
g2
):
i
g2
= i
h2
/ i
a
= 1,68/1,4 = 1,2
Tỉ số truyền cặp bánh răng được gài ở tay số ba (i
g3
):
i
g3
= i
h3
/ i
a
= 1,25/1,4 = 0,9
- Số răng của cặp bánh răng được gài ứng với các tay số thứ k của hộp số:

+ Cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp (Z
a
, Z
a
’):
Z
a
= 20(răng); Z
a
’ = 28(răng)
+ Cặp bánh răng gài ở tay số một (Z
1
1
, Z
2
1
)
Z
1
1
= 17 (răng); Z
2
1
= 48 - 17 = 31 (răng)
+ Cặp bánh răng gài ở tay số hai (Z
1
2
, Z
2
2

)
Z
1
2

= Z
Σ
/(i
g2
+1) = 48/(1,2+1) = 21,82 . Chọn Z
2
= 22(răng)
⇒ Z
2
2
= Z
Σ
- Z
1
2
= 48 - 22 = 26(răng)
+ Cặp bánh răng gài ở tay số ba (Z
1
3
, Z
2
3
)
Z
1

3

= Z
Σ
/(i
g3
+1) = 48/(0,9+1) = 25,26 chọn Z
1
3
= 25 (răng)
⇒ Z
2
3
= Z
Σ
- Z
1
3
= 48 - 25 = 23 (răng)
- Xác định lại tỷ số truyền của cặp bánh răng được gài của từng tay số thứ k:
+ Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp (i
a
’):
i
a
’

= 1,4
+ Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số một ( i’
g1

):
i’
g1
= Z
2
1
/ Z
1
1
= 31/17 = 1,82
+ Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số hai(i’
g2
):
i’
g2
= Z
2
2
/ Z
1
2
= 26/22 = 1,18
+ Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số ba (i’
g3
):
i’
g3
= Z
2
3

/ Z
1
3
= 23/25 = 0,92
- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
Theo công thức (3.9), ta suy ra: i’
hk
= i’
gk.
i’
a
(3.10)
Trong đó: i’
hk
- tỉ số truyền thực tế của hộp số ứng với tay số thứ k
i’
a
- tỉ số truyền thực tế của cặp bánh răng luôn ăn khớp
i’
gk
- tỉ số truyền thực tế của cặp bánh răng gài ở tay số thứ k
Với công thức (3.10), ta có tỷ số truyền thực tế của hộp số ứng với từng tay số:
+ Tay số một (i’
h1
)
i’
h1
= i’
a
.i’

g1
= 1,4.1,82 = 2,55
+ Tay số hai (i’
h2
)
i’
h2
= i’
a
.i’
g2
= 1,4.1,18 = 1,65
+ Tay số ba (i’
h3
)
i
3
= i’
a
.i’
g3
= 1,4.0,92 = 1,29
Tỷ số truyền của các bánh răng gài số lùi (i
hl
)
i
gl
= i
hl
/ i

a
= 3,31/1,4 = 2,37
Để dẫn động bánh răng số lùi dùng một trục trung gian(gọi là trục số lùi) để
dẫn động bánh răng gài số lùi, bánh răng số lùi gài bằng phương pháp di trượt,
theo sơ đồ bố trí sau:
Ta có: Z
1
L
= Z
Σ
/(i
gl
+1) = 48/(2,37+ 1) = 14,2433 (răng)
Chọn Z
1
L
= 14 (răng), suy ra: Z
2
L
= 48- 14 = 34 (răng)
Để tránh hiện tượng cắt chân răng và bảo đảm điều kiện ăn khớp chọn bánh
răng số lùi (Z’
L
) có số răng là 17.
Tỷ số truyền thực tê tay số lùi của hộp số là:
i’
hl
= i
a
’

. i’
gl
với i’
gl
= Z
2
L
/ Z
1
L
= 34/14 = 2,43
Vậy: i’
hl
= 1,4.2,43 = 3,4
Xác định khoảng cách trục số lùi với trục trung gian (A
tg
) và trục thứ cấp
(A
tc
)

dùng bánh răng thẳng. Khoảng cách trục được xác định theo số răng và mô
đuyn của bánh răng dựa vào công thức sau[3]:
A
i
=(m
n
.( Z + Z’ ))/2 (mm) (3.12)
Trong đó: A
i

- là khoảng cách trục (mm); m
n
: mô đuyn của bánh răng (mm)
Hình 3.3.Sơ đồ bố trí số lùi
A
tg
, A
tc
- Khoảng cách từ đường tâm trục trung gian số lùi đến đường tâm trục
trung gian và đường tâm trục thứ cấp của hộp số; Z
1
L
, Z
2
L
, Z’
L
- Số răng của các
bánh răng số lùi.
Z,Z’- số răng của bánh răng chủ động và bị động ăn khớp.
m
n
- môduyn của các bánh răng,m
n
= 2,7 (mm).
Vậy: A
tg
= (m
n
.( Z

l
’ + Z
1
L
))/2 = (2,7.( 17 +14))/2 = 41,85 (mm)
A
tc
= (m
n
.( Z
2
L
+ Z
l
’ ))/2 = (2,7.( 34 + 17))/2 = 68,85 (mm)
e. Tính toán đồng tốc:
O1
,
z
l
A
l
z
1
A
t
g
O3
O2
2

l
z
A
t
c
** Sơ đồ tính toán đồng tốc:
Hình 4.7.Sơ đồ tính toán đồng tốc
Trong sơ đồ này, hệ thống đồng tốc về nguyên tắc được chia thành hai
phần:
+ Phần thứ nhất: bao gồm các khối lượng có liên hệ động học với trục thức cấp,
như các khối lượng quay, tính từ trục thứ cấp đến bánh xe chủ động và khối lượng
chuyển động tịnh tiến của ôtô. Mômen quán tính của các khối lượng này, được qui
dẫn về trục thứ cấp và kí hiệu là Ja.
+ Phần thứ hai:bao gồm các chi tiết có liên hệ động học với trục sơ cấp của hộp số
(tính từ đĩa bị động li hợp đến bánh răng cần gài), như: đĩa bị động li hợp, trục sơ
cấp hộp số, trục trung gian và các bánh răng trên nó, các bánh răng trục thứ
cấp, Mômen quán tính của các khối lượng này được qui dẫn về trục sơ cấp của
hộp số và kí hiệu là Jb.
Các kí hiệu lực và kích thước trên sơ đồ, được giải thích cụ thể trong các
phần có liên quan.
.** Xác định các kích thước cơ bản của đồng tốc
ω
b
Mms
Q
N
P
Mms
Ma
Jb

Ja
ω
a
γ
Để xác định được các hích thước cơ bản của đồng tốc, cần thiết lập mối
quan hệ giữa các thông số kích thước và chỉ tiêu làm việc của đồng tốc. Muốn vậy
ta tiến hành như sau:
+ Viết phương trình chuyển động cho khối lượng quán tính Jb khi chuyển số, với
các giả thiết:
- Bỏ qua ảnh hưởng lực cản của dầu bôi trơn đến sự giảm tốc độ góc của
bánh răng.
- Tốc độ của ôtô trong thời gian chuyển số không thay đổi.
Các nghiên cứu cho thấy các giả thiết này hợp lí khi sức cản tổng cộng của
đường
ψ
≤
0,15 và thời gian đồng tốc t
c

≤
1,0 (s). Ta có:
J
b
.i
dt
2
.
dt
d
ϖ

= M
ms
(4.60)
Tích phân phương trình (4.60) nhận được:
J
b
.i
dt
2
. |ω
b
- ω
a
| = M
ms
.t
c
(4.61)
Trong đó:
M
ms
- mô men ma sát của đồng tốc, (Nm). Xác định theo công thức:
M
ms
=
γ
µ
sin
.1.
ms

rQ
(4.62)
Ơ đây: µ- hệ số ma sát, chọn µ = 0,06.

γ
- góc côn của bề mặt ma sát,
γ
= 7
0
.
r
ms
- bán kính trung bình của bề mặt ma sát.
Q
1
- lực chiều trục tác dụng lên bề mặt ma sát. Lực này do người lái tác
dụng lên đòn điều khiển tạo ra trên bề mặt côn, do vậy:
Q
1
= P
đk
.i
đk
.η
đk
(N) (4.63)
với: P
đk
- lực tác dụng lên đòn điều khiển(N). P
đk

= 45 N
i
đk
- tỷ số truyền từ đòn điều khiển đến nạng gạt đồng tốc, i
đk
= 1,5 ÷ 2,5
chọn i
đk
= 1,5
η
đk
- Hiệu suất dẫn dộng tương ứng, chọn η
đk
= 0,85.
Suy ra: Q
1
= 45*1,5*0,85= 54 N
OKOKOK
i
đt
- tỷ số truyền từ trục sơ cấp đến bánh răng cần gài, cũng chính là tỷ số
truyền của tay số cần gài của hộp số, tức là i
dt
= i
hk
.
ω
a
, ω
b

- tốc độ của trục cần nối( trước khi chuyển số) và bánh răng cần gài
đặt trên nó (rad/s). Rõ ràng:
ω
a
= ω
eo
/i
hk
; ω
b
= ω
eo
/i
hk
±
1
(4.64)
Ở đây:i
hk
, i
hk
±
1
- tỷ số truyền tay số cần gài và tay số đang làm việc (cần nhả) của
hộp số; ω
eo
tốc độ góc trục khuỷu động cơ (rad/s)
Khi chuyển số. ω
eo
= (0,75÷0.85).ω

N
từ số thấp lên số cao hơn.
ω
eo
= (0,9 ÷ 1).ω
M
từ số cao xuống số thấp.
Trong đó : + ω
N
tốc độ góc của trục khuỷu ứng với công xuất max của động cơ.
Và: ω
N
= π.n
N
/30 (rad/s) [n
N
= 3300 (vg/ph) theo đề bài cho]
Suy ra ω
N
= 3,14.3300/30 = 345,57(rad/s)
+ ω
M
tốc độ góc của trục khuỷu ứng với momen max của động cơ.
Và: ω
N
= π.n
M
/30 (rad/s) [n
N
= 1800 (vg/ph) theo đề bài cho]

Suy ra ω
N
= 3,14.1800/30 = 188.49(rad/s)
Jb: mô men quán tính qui dẫn, được xác định như sau:
J
Σ
= J
lh
+ J
sc
+ J
tg
i
a
-2
+ J
hi
.i
hi
-2
+ J
sl
.i
sl
-2
(4.65)
Trong đó:
J
lh
, J

sc
,

J
tg
- mô men quán tính đĩa bị động ly hợp, trục sơ cấp hộp số, trục
trung gian và bánh răng lắp trên nó.
J
hi
, J
sl
- mô men quán tính bánh răng của tay số thứ i, đặt trên thứ cấp, bánh
răng hay khối bánh răng số lùi luôn luôn ăn khớp với trục trung gian.
i
a
, i
hi,
i
sl
- tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động trục trung gian (luôn luôn
ăn khớp), và cặp bánh răng gài ở tay số thứ i của hộp số, tỉ số truyền từ trục sơ cấp
đến bánh răng hay khối bánh răng số lùi.
+ Mô men quán tính của đĩa bị động ly hợp:
J
lh
= J
lh1
+ J
lh2
(4.66)

J
lh1
: mô men quán tính phần xương của ly hợp
J
lh2
: mô men quán tính phần may-ơ ly hợp
Đường kính ngoài của đĩa bị động ly hợp (D
2
) được giới hạn bởi đường kính bánh
đà động cơ, thường chọn sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau [1]:
D
2
= 3,16.
c
M
e max
(cm) (4.67)
Ơ đây M
emax
=260 (Nm)- mômen xoắn cực đại của động cơ.
c: hệ số kinh nghiệm , chọn c = 4,7: đối với ôtô du lịch.
Vậy: D
2
= 3,16.
7,4
260
= 23,5 (cm) = 235 (mm)
Xác định bán kính vòng trong R
1
: bán kính trong R

1
và bán kính ngoài R
2
không được khác nhau quá lớn, vì sự chênh lệch bán kính dẫn đến chênh lệch tốc
độ trượt tiếp tiếp và gây ra hiện tượng mòn không đều vòng ma sát kể từ trong ra
ngoài. do đó:
R
1
= (0,53 ÷ 0,75). R
2
chọn R
1
= 0,70. R
2
=0,70. 235 /2= 82,25(mm)
Suy ra D
1
= 2.R
1
= 2.82,25 = 164,5 (mm)
Mô men quán tính J
lh1
được tính như sau [5]:
J
lh1
=
)DD.(
32
.b.
4

1
4
2
−
ρπ
(Kg.mm
2
)
Ở đây: b = 0,8 (mm) - bề dày xương đĩa bị động của ly hợp.
ρ = 7,8.10
-6
(Kg/mm
3
) - khối lượng riêng của thép.
Vậy J
lh1
=
)5,1644,235.(
32
10.8,7.8,0.14,3
44
6
−
−
= 1419 (Kg.mm
2
)
Mô men quán tính J
lh2
được tính như sau:

J
lh2
=
)DD.(
32
'.b.
4
sc
4
−
ρπ
Ở đây: D = 1,4.d
sc
= 1,4.25 = 35 (mm);
b’ = 30(mm)
d
sc
: đường kính trục sơ cấp, d
sc
J
lh2
=
)2535(
32
10.8,7.30.14,3
44
6
−
−
= 25,4 (Kg.mm

2
)
Vậy J
lh
= J
lh1
+ J
lh2
= 1419+25,5

= 1446,5 (Kg.mm
2
)
+ Mômen quán tính trục sơ cấp (J
sc
):
( )
( )
2
44
4
/,
2

2
mmkg
RR
b
R
lJJJ

a
br
sc
t
scsc
−
+=+=
ρπρπ
(4.68)
Trong đó: R-bán kính trụcsơ cấp, R = 15(mm).
l- chiều dài trục sơ cấp, l = 150(mm)
b = 16 (mm) - bề rộng bánh răng.
R
a
- bán kính vòng lăn bánh răng trên trục sơ cấp.
Vậy J
sc
=
( )
2
1532
.16.10.8,7.14,3
2
15.10.8,7.150.14,3
44
6
46
−
+
−

−
= 288,5(Kg.mm
2
)
+ Mômen quán tính của trục trung gian và các bánh răng trên nó (J
tg
):
J
tg
= J
tg
t
+ J
zi
(4.69)
Trong đó:
J
tg
t
- mô men quán tính của trục trung gian
J
zi
- mô men quán tính của bánh răng trên trục trung gian.
Mô men quán tính trục trung gian tính như sau:
J
tg
t
=
( )
2

4
6
4
/98,238
32
35
.07,208.10.8,7.14,3
32

mmkg
dl
tg
==
−
ρπ

Ơ đây: d
tg
= 35 (mm) - đường kính trục trung gian;
l = 208,07 (mm) - chiều dài trục trung gian.
J
zi
=
32
.b. ρπ
.[(d
a
4
- d
tg

4
) + (d
1
4
- d’
4
) + (d
2
4
- d’
2
4
).b’/b + (d
3
4
- d’
3
4
).b’/b +
(d
L
4
- d’
4
)]
b’ = b = 16(mm)- bề dày các bánh răng; d
a
, d
1
, d

2
, d
3
, d
L
- đường kính vòng
lăn bánh răng z’
a
, z
1
1
, z
1
2
, z
1
3
, z
L
1
; d
tg
, d’
1
, d’
2
, d’
3
, d’ - đường kính trục ứng với tại
vị trí các bánh răng tương ứng, xem trục là trơn nên d

tg
= d’
1
= d’
2
= d’
3
= d’=35
(mm). Vậy:
J
zi
=
32
10.8,7.16.14,3
6−
.[(64
4
- 25
4
) + (55
4
- 35
4
) + (718
4
- 35
4
).1 + (80
4
- 35

4
).1 +
(40
4
- 35
4
)] = 1083,36(Kg,mm
2
)
Suy ra: J
tg
= J
tg
t

+ J
zi
= 233,98 + 1083,36 = 1317,34 (Kg.mm
2
)
+ Mômen quán tính của bánh răng gài số ứng với tay số đang xét của trục thứ cấp
( J
hi
): - Mômen quán tính bánh răng gài tay số 3
J
h3
=
32
.b. ρπ
.[(d

3
4
- d’
3
4
) =
32
10.8,7.16.14,3
6−
.[(80
4
- 35
4
) = 484 (Kg.mm
2
)
- Mômen quán tính bánh răng gài tay số 2
J
h2
=
32
.b. ρπ
.[(d
2
4
- d’
2
4
) =
32

10.8,7.16.14,3
6−
.[(71
4
- 35
4
) = 292,81 (Kg.mm
2
)
- Mômen quán tính bánh răng gài tay số 3
J
h1
=
32
.b. ρπ
.[(d
1
4
- d’
1
4
) =
32
10.8,7.16.14,3
6−
.[(55
4
- 35
4
) = 94 (Kg.mm

2
)
- Mômen quán tính bánh răng gài tay số lùi
J
h1
=
32
.b. ρπ
.[(d
l
4
- d’
l
4
) =
32
10.8,7.16.14,3
6−
.[(40
4
- 35
4
) = 13 (Kg.mm
2
)
+ Bán kính vòng masat (r
ms
) được xác định bằng cách:
Thay (4.63) và (4.62) vào (4.61), sau khi biến đổi, xác định được:
r

ms
= ω
e
. J
b
. i
dt
2
.sin
γ
.| 1/ i
hk
±
1
- 1/ i
hk
|/(µ.t
c
.P
đk
.i
đk
.η
đk
)
+ tính toán đồng tốc ở các tay số 3-4:
Ta có: i
h3
= 1,32; i
a

= 1,875
Mômen quán tính qui dẫn J
b
:
J
Σ
= 1446+288,5+1322.1,4
-2
+410.1,29
-2
+410.1,65
-2
+313.2,55
-2
+73.3,42
-2
= 3612
(Kg.mm
2
)