đồ án môn học kết cấu và tính toán ô tô

Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

LỜI NÓI ĐẦU
Ô tô máy kéo là phượng tiện sản xuất, kinh doanh và sinh hoạt, không thể thiếu
được trong đời sống hiện nay. Cùng với sự tiến bộ chung của khoa học. Ngành ô tô
cũng có những bước phát triển mới với những thành quả kinh ngạc. Những biến đổi
mà đòi hỏi phải có những nhận thức sâu, rộng về các vấn đề đó có liên quan đến công
nghệ ô tô mới có thể nhận thấy tầm quan trọng của nó.
Tuy vậy muốn tiếp thu những kiến thức mới này thì phải nắm vững những kiến
thức cơ bản nhất. Những kiến thức này sẽ làm nền tản cho bước phát triễn tiếp theo.
Vì vậy đồ án kết cấu và tính toán ô tô là một bước cũng cố và phát triển những
hiểu biết cơ bản có từ những môn học có liên quan.
Lần đầu tiên làm quen với việc tính toán thiết kế nên có rất nhiều khó khăn và
phức tạp. Với những nhận thức còn hạn chế về nhiều mặt nên quá trình làm đồ án em
còn vướng phải những thiếu sót, rất mong sự quan tâm giúp đỡ của các thầy trong bộ
môn.
Cùng với đó để hoàn thành đồ án này em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn
tận tình thầy giáo hướng dẫn NGUYỄN VIỆT HẢI cùng các thầy cô giáo trong khoa.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn !

Sinh viên thực hiện
Nguyễn Văn Tuân

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

1


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

BẢNG SỐ LIỆU THIẾT KẾ XE BUS_DIEZEL
Số tt
1

Thông số
Trọng lượng toàn bộ

2
3
4

Công suất cực đại
Mô men cực đại
Bán kính làm việc bánh xe

5
6

Tốc độ cực đại của xe
Hệ số cản lớn nhất của đường

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

Ký hiệu

Giá trị

Ga
Nemax
Memax

3000
70
248

r
V

350
120
0,25

ψ

Đơn vị
KG
[kW]
[Nm]
[mm]
[km/h]

2


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

1. Tổng quan về hộp số ôtô
1.1. Công dụng
Hộp số dùng để thay đổi số vòng quay và mômen của động cơ truyền đến các
bánh xe chủ động (cả về hướng và trị số), cho phù hợp với điều kiện làm việc luôn
luôn thay đổi của ôtô máy kéo.
Ngoài ra hộp số còn dùng để:
- Tách lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực khi cần thiết: như khi khởi động
động cơ, khi dừng xe, cho động cơ chạy không tải, khi cho xe chạy theo quán tính.
- Dẫn động các bộ phận công tác trên các xe chuyên dùng: như xe có tời kéo, xe tự
đổ, cần cẩu và các thiết bị khác.
- Chuyển động lùi khi cần thiết.
1.2. Phân tích yêu cầu
- Hộp số ôtô phải có tỷ số truyền và lượng tay số thích hợp, đảm bảo được chất
lượng động lực và tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ôtô máy kéo.
- Làm việc êm dịu, chuyển số nhẹ nhàn thuận tiện không va đập lên các bánh răng
nói riêng và hệ thống truyền lực nói chung.
- Có vị trí trung gian (số 0) để có thể tách lâu dài động cơ khỏi hệ thống truyền lực.
Phải có cơ cấu chống gài hai số cùng một lúc và cơ cấu chống sự trả số ngẫu nhiên để
đảm bảo an toàn cho hộp số không bị gãy vỡ răng.
- Kết cấu đơn giản, làm việc tin cậy bền vững.
- Hiệu suất cao, kích thước khối lượng nhỏ, giá thành rẽ.
- Hộp số phải có bộ đồng tốc hay ống dễ gài để đảm bảo các răng không bị va đập
gãy vỡ khi vào số.
1.3. Phân loại
1.3.1. Dựa vào số trục chứa các cặp bánh răng truyền số có thể chia hộp số ra làm 2
loại
-Loại hộp số 2 trục và loại hộp số 3 trục .
+ Đối với hộp số hai trục cố định:
Hộp số này có một số đặc điểm như sau:

Hộp số ô tô hai trục cố định: trục sơ cấp gắn bánh răng chủ động.

- Ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian.
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

3


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

- Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu, hệ thống truyền lực khi xe đặt động cơ gần cầu chủ
động.

- Nhược điểm:
- Kích thước theo chiều ngang lớn hơn hộp số ba trục đồng tâm ,khi có cùng giá trị
tỉ số truyền .
- Kích thước hộp số lớn kéo theo trọng lượng lớn khi tỉ số truyền lớn .
- Do không có số truyền thẳng, vì thế các bánh răng ổ trục không được giảm tải ở
số truyền cao, làm tăng mài mòn các chi tiết, đồng thời gây tiếng ồn.
- Giá trị tỷ số truyền tay số thấp bị hạn chế, muốn khắc phục phải giảm tỷ số truyền
của tay số cao nhất và tăng tỷ số truyền lực chính i o. Với đặc điểm trên cho nên hộp
số hai trục thường được sử dụng trên các ô tô du lịch và thể thao có động cơ bố trí
cạnh cầu chủ động hoặc trên máy kéo có hộp số bố trí chung trong cùng một vỏ với
truyền lực chính.
Sau đây là sơ đồ động hộp số hai trục cố định :

L

I

II

4

3

2

1

Hình 1.1: Sơ đồ động hộp số hai trục.
1: Vị trí gài cấp số tiến số 1,

2 : Vị trí gài cấp số tiến số 2,

3 :Vị trí gài cấp số tiến số 3,

4 : Vị trí gài cấp số tiến số 4;

L :Vị trí gài cấp số lùi;

I : Trục sơ cấp ; II :Trục thứ cấp ;

+ Hộp số ô tô ba trục cố định :
Trên hầu hết các loại ôtô hiện nay đều dùng hộp số ba trục cố định có trục sơ cấp và
thứ cấp đồng tâm. Hộp số này có một số đặc điểm sau:
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

4


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

- Ưu điểm :
- Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối tiếp các trục sơ cấp và thứ cấp. Khi
làm việc ở số truyền thẳng, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được
giảm tải hoàn toàn nên giảm được mài mòn, tiếng ồn và mất mát công suất.
- Có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước khá nhỏ gọn. Nhờ đó giảm được
trọng lượng toàn bộ của ô tô.Tuy nhiên hộp số này cũng có một số nhược điểm sau:
- Nhược điểm :
- Hiệu suất giảm ở các tay số trung gian
- Ổ bi gối đỡ trước trục thứ cấp, do bố trí trong lỗ ở phần bánh răng côn của trục sơ
cấp, nên làm việc căng thẳng vì kích thước bị hạn chế bởi điều kiện kết cấu.
Sau đây ta giới thiệu sơ đồ động hộp số 3 trục cố định như sau :

Z 1'

Z 2'
Z 3'
Z 4'

Za

ZL1

Z2

Z1

Z3
Za'

Z4

ZL1'

Hình 1.2. Sơ đồ hộp số ba trục
1: Vị trí gài cấp số tiến số 1,2 : Vị trí gài cấp số tiến số 2, 3 : Vị trí gài cấp số tiến số 3, 4 :
Vị trí gài cấp số tiến số 4, 5 : Vị trí gài cấp số tiến số 5, L :Vị trí gài cấp số lùi, I : Trục sơ
cấp ,

II : Trục trung gian , III : Trục sơ cấp .

1.3.2. Dựa vào số cấp hộp số có thể chia ra làm hai loại
Hộp số thường và hộp số nhiều cấp .

+Hộp số thường.
Đây là lọai hộp có số cấp từ 3 tới 6 cấp .Số cấp ảnh hưởng đến tính năng động
lực cũng như tính kinh tế nhiên liệu của ôtô .Số cấp tăng lên thì tính năng động lực
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

5


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

cũng như tính kinh tế nhiên liệu đều tăng .Công suất để lấy đà và tăng tốc cũng
nhanh hơn .
- Ưu điểm:

Số cấp của hộp số càng ít thì sẽ giảm số lần già số, đơn giản cơ cấu điều khiển, rút
ngắn thời gian lấy đà. Vì thế phù hợp với ôtô du lịch, còn có phần thời gian làm việc
là số truyền thẳng.
Giảm số lượng đông tốc, giảm được khối lượng của hộp số góp phần giảm tự
trong của ô tô.
- Nhược điểm:
Số cấp của hộp số nhỏ làm giảm tính năng động lực cũng như tính kinh tế nhiên
liệu của xe.
Khả năng sử dụng công suất để tăng tốc và lấy đà chậm hơn hộp số nhiều số.
+ Hộp số nhiều cấp:

Hộp số nhiều cấp được tạo thành bằng cách ghép thêm vào phía trước hay phía
sau hộp số cơ sở (hộp số chính loại 3 trục) một hộp giảm tốc gội là hộp số phụ. Hộp số
phụ thường có một số truyền thẳng và một số truyền giảm hay tăng.

Hình 1.3 Sơ đồ hộp số nhiều cấp
1: Vị trí gài cấp số tiến số 1, 2 : Vị trí gài cấp số tiến số 2, 3 : Vị trí gài cấp số tiến số 3, 4 :
Vị trí gài cấp số tiến số 4, 5 : Vị trí gài cấp số tiến số 5, L :Vị trí gài cấp số lùi ;1P : Vị trí
gài cấp số 1 của hộp số phụ .2P : Vị trí gài cấp số 2 của hộp số phụ . I : Trục sơ cấp; II :
Trục trung gian ;

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

III : Trục sơ cấp ;IIIP : Trục thứ cấp của hộp số phụ ;

6


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

+ Hộp số phụ đặt phía trước:
Nó chỉ có một cặp bánh răng để tạo số thấp, còn số cao là số truyền thẳng, nối
trực tiếp trục vào của hộp số phụ với trục sơ cấp của hộp số chính. Tỷ số truyền thấp
của họp số phụ này không lớn, có tác dụng chủ yếu là chia nhỏ dãy tỷ số truyền của
hộp số chính nên còn gọi là hộp số chia.
Ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, đảm bảo tính thống nhất hoá cao cho hộp số chính.
- Hiệu suất tương tự như hộp số chính khi gài số thấp ở hộp số phụ.
Nhược điểm:
- Yêu cầu khoản cách trục hộp số lớn hơn, do mômen trên trục ra của hộp số
chính lớn.

Hình 1.4 Sơ đồ hộp số phụ đặt phía sau
Hộp số phụ đặc phía sau hộp số chính: thường là loại có trục cố định với hai cặp
bánh răng hay hành tinh. Có một số truyền thẳng và một số truyền giảm với tỷ số
truyền khá lớn (khoảng số truyền lớn hơn của hộp số chính) nên gọi là hộp giảm tốc.
Ưu điểm:
- Giảm khoảng cách trục và tải trọng tác dụng lên các chi tiết của hộp số chính.
Nhược điểm:
- Giảm tính thống nhất hoá của hộp số chính.
- Hiệu suất giảm khi gài số truyền thấp.

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

7


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Hình 1.5 Sơ đồ hộp số phụ đặt phía trước
2. Tính tỷ số truyền của số thấp nhất và tính số cấp hộp số
2.1. Xác định tỷ số truyền
Tỉ số truyền của hộp số được xác định theo 3 điều kiện : Điều kiện kéo ,Điều kiện bám và
điều kiện chuyển động ổn định để có thể cơ động trong điều kiện địa hình chật hẹp.
2.1.1. Khả năng thắng sức cản lớn nhất trong điều kiện cho trước
ih1 ≥

ψ max .G.rbx
Memaî .i0 .η t

Trong đó : Theo đề bài cho trước

ψ max = 0,25 : hệ số cản lớn nhất của đường
G = 3000 (kg)=3000.9,81=29430 (N) :Trọng lượng toàn bộ xe
rbx = 0,35 (m) : bán kính bánh xe
Memax = 248 (Nm) :Mômen cực đại
i0 : Tỉ số truyền lực chính.

-

Theo lý thuyết ôtô (giáo trình thầy Tụy) ta có
i0 =

ωe max .rbx
vmaî .ihn

Trong đó :

ωe max : tốc độ lớn nhất của động cơ [rad/s]
Mà giá trị ωe max đối với xe buýt có giá trị ωe max =(1,0-1,25) ωn
Chọn ωe max = ωn xe buýt đảm bảo điều kiện gia tốc tốt
=> ωe max = ωn =
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

2.3,14.2800
= 293, 066[rad / s ]
60
8


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

ω N : Tốc độ góc ứng với công suất cực đại
Vmax 120(km/s)=

120.1000
= 33,33 (m/s):tốc độ thiết kế lớn nhất

3600

của ôtô
ihn :tỉ số truyền cao nhất của hộp số. chọn ihn =1.

Vậy i0 =
Vậy :

293,306.0,35
= 3,077
33,33

0, 25.29430.0,35
= 3,79
248.3, 077.0,89

ih1 ≥

2.1.2. Khả năng tạo được lực cản lớn nhất theo điều kiện bám
ih1 ≤

Gϕ .ϕ ..rbx
Memax .i0 .η t

Trong đó : Theo đề cho
Gϕ = Gcd .mcd : Trọng lượng bám của xe
Gcd : trọng lượng phân bố lên cầu chủ động đối với xe buýt
1
1
Gcd = Ga = .29430=14715 [N]

2
2
mcd :hệ số phân bố tải trọng lên cầu chủ động
mcd = 1,2-1,35 chọn mcd =1,3

=> Gϕ =14715.1,3=19129,5 [N]
i0 = 3,077 : Tỉ số truyền lực chính

ϕ =0,7 ÷ 0,8

ih1 ≤

Vậy :

chọn

ϕ =0,75

19129,5.0, 75.0,35
= 7,393
248.3, 077.0,89

2.1.3. Khả năng chuyển động với tốc độ ổn định tối thiểu để có thể cơ động trong
điều kiện địa hình chật hẹp
ih1 ≥

ω e min .rbx
Va min .i0 .i p

Trong đó : Va min :tốc độ chuyển động ổn định nhỏ nhất

Va min = 5 ÷ 7 (km/h) chon Vn min =7(km/h)=

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

7.1000
=1,944 (m/s)
3600

9


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô
ne min : vòng quay ổn định tối thiểu của động cơ.

Đối với động cơ diesel ω e min =600 ÷ 850 (v/ph)
ω e min =600(v/ph)=

chọn

62,8.0,35
=3,674
1,944.3, 077.1

ih1 ≥

Vậy:

Theo 3 điều kiện trên :

2.3,1416.600
=62,8 (rad/s)
60

3, 674 ≤ ih1 ≤ 7,393

Ở đây ta tính toán tỉ số truyền thấp theo hệ số bám lớn nhất nên ta chọn :
ih1 =3,79.
2.2. Xác định số cấp của hộp số
Số cấp của hộp số được xác định theo công thức:
n=

log ih1 − log ihn
+1
log q

Trong đó:
i h1 = 3,79 :tỉ số truyền thấp nhất
i hn = 1

: tỉ số truyền thẳng

q : công bội của dãy tỷ số truyền, đối với hộp số thường q=1,5-1,8
chọn q=1,5
n: số cấp hộp số
⇒

n=

log 3, 79 − log1
+ 1 = 4, 286
log1,5

Vậy ta chọn hộp số có 5 cấp (n=5).
Đối với xe buýt thường làm việc với các tay số truyền trung gian và số thấp nên số
truyền trung gian được xác lập theo cấp số nhân với công bội q như sau:

q= (n-1)

Tính lại q:

i h1
i hn

q= (n-1)

Với ih1 =3,79

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

ih2 =

i h1 (5-1) 3,79
=
=1,395
i hn
1

3, 79

i1
= 2, 71
=
1,395
q

10


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô
2, 71
i2
= 1,942
=
1,395
q
1,942
i3
= 1,395
ih4 = =
1,395
q

ih3 =

3. Chọn loại/kiểu và sơ đồ động học của hộp số
Hiện nay, hộp số trên ôtô được sử dụng với nhiều chủng loại khác nhau. Do đó khi
thiết kế một hộp số ta cần phải căn cứ vào các điều kiện sử dụng tức là hộp số lắp trên

xe gì, điều kiện kỹ thuật, công nghệ chế tạo... để chọn ra loại hộp số phù hợp.
Qua phân tích đặc điểm của một số hộp số đã nêu ở phần phân loại hôp số ,nên ta chọn
hộp số ba trục cố định có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm có 5 cấp như đã tính toán ở trên .

Sơ đồ động của các hộp ba trục có trục thứ cấp như nhau, khác nhau chủ yếu ở
số lượng các cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp và cách bố trí số lùi. Ở hầu hết các tay
số đều sử dụng cặp bánh răng nghiêng thường xuyên ăn khớp. Để gài số, có thể dùng
ống gài hoặc bộ đồng tốc.
Ơ hầu hết các tay số truyền ta chọn các bánh răng ăn khớp là các bánh răng
nghiêng. Để gài số ta sử dụng ống gài hoặc bộ đồng tốc.
Ở hầu hết các hộp số ôtô ta phải bố trí thêm số lùi, ta có thể dùng các phương
án sau để bố trí số lùi.
- Bánh răng số một và số lùi luôn ăn khớp thường sử dụng trong trường hợp
thời gian làm việc ở số một và số lùi khá lớn.
Ưu điểm: mặt đầu các vành răng không bị ăn mòn, hành trình của nạng
chuyển số nhỏ.
Nhược điểm: cần đặt tự do trên trục thứ cấp một bánh răng số lùi kích thước
khá lớn, do đó làm tăng số lượng các bánh răng và mômen quán tính các chi
tiết quay, bởi vậy tăng tải trọng tác dụng lên các đồng tốc.
Phương án 2: Không cần bố trí bánh răng số lùi trên trục thứ cấp. Tuy nhiên
vẫn còn có hai phương án không cần có bánh răng số lùi đặt riêng trên trục thứ cấp. Bố
trí bánh răng số lùi không luôn luôn ăn khớp, để gài số ta dịch chuyển bánh răng trên
trục số lùi. Loại này thường bố trí ở hộp số 4 cấp. Cả bánh răng số lùi và số một không
luôn luôn ăn khớp, để gài số lùi và số một dùng bánh răng di trượt. Bánh răng trung

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

11

Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

gian (đặt trên trục số lùi) có thể làm một hay hai vành răng. Loại này thường dùng bố
trí cho hộp số 5 cấp.
Phương án một vành răng có kết cấu đơn giản hơn. Tuy vậy điều kiện làm việc
của bánh răng không có lợi, chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng.
Phương án hai điều kiện ứng suất thuận lợi hơn thay đổi theo chu trình mạch động cho
phép thực hiện số lùi với tỷ số truyền lớn hơn.
Với những ưu nhược điểm như đã phân tích ở trên ta chọn phương án bố trí số
lùi là cả bánh răng số một và số lùi đều không luôn luôn ăn khớp. Vì có đặc điểm gài
số lùi rất dễ dàng, chỉ cần dịch chuyển bánh răng số 1.
z4

z3

l

z5
z2

z5
z3

z2

Z L1

Hình 1.6. Sơ đồ bố trí số lùi trên ôtô thiết kế

Z1: bánh răng bị động; Z2 : bánh răng chủ động số 1;
Zl1 : bánh răng dẫn động trục số lùi; Zl1’ : bánh răng bị
động của trục số lùi; Zl2: bánh răng chủ động số lùi

Bánh răng các tay số thấp (như số một và số lùi) chịu lực lớn thời gian làm việc
ít hơn, nên bố trí sát gối đỡ sau. Bánh răng tay số cao thời gian làm việc nhiều bố trí ở
khoảng giữa trục, là vùng có góc xoay nhỏ nhất, nhờ đó điều kiện ăn khớp của các
bánh răng tốt hơn nên giảm được tiếng ồn và mài mòn.
Hầu hết các tay số đều dùng bánh răng trụ răng nghiêng và đồng tốc. Các tay số
một và lùi có thể có răng thẳng gài bằng phương pháp di trượt. Mặt khác ở các tay số
2,3,4,5 khi sang số vì tốc độ lớn nên mặt dù đã cắt bộ ly hợp song do quán tính nên các
bánh răng còn quay với tốc độ khác nhau, nếu gài vào sẽ sinh ra lực va đập. Để khắc
phục hiện tượng trên và đơn giản hoá thao tác cho người lái nên trên hộp số có bố trí
bộ đồng tốc để gài số ở số hai và số ba, số bồn và số năm. Để khi hai bánh răng chưa
đồng tốc thì cơ cấu này không cho chúng gài vào nhau bằng cách tạo ra một lực cản
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

12


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

chống lại lực của tay người lái tác dụng lên cần số. Dùng mômen ma sát giữa các bề
mặt côn tiếp xúc để khắc phục mômen quán tính, các bánh răng dần dần đồng đều tốc
độ và lực cản nêu trên dần dần bị triệt tiêu, lúc đó lực của tay người lái đủ thắng định
vị lò xo bi, gạt các bánh răng ăn khớp với nhau một cách êm dịu.

Hình 1.7. Sơ đồ động hộp số thiết kế

ZA . Bánh răng chủ động luôn ăn khớp; ZA’. Bánh răng bị động luôn ăn khớp; Z1. Bánh
răng chủ động số 1; Z1’. Bánh răng bị động số 1; Z2. Bánh răng chủ động số 2; Z2’.
Bánh răng bị động số 2; ZL. Bánh răng chủ động số lùi; Z3. Bánh răng chủ động số 3;
ZL’. Bánh răng bị động số lùi; Z3’. Bánh răng bị động số 3; Z4. Bánh răng chủ động số
4; Z4’. Bánh răng bị động số 4; 1. Trục sơ cấp; 4. Bánh răng dẫn động trục lùi; 5. Trục
thứ cấp; 3. Bộ đồng tốc; 2. Trục trung gian
4. Tính toán các kích thước cơ bản của trục và các cặp bánh răng hộp số
* Tính toán kích thước cơ bản của trục
Khi tính toán thiết kế hộp số, trước tiên cần xác định sơ bộ các thông số cơ bản
của nó, dựa theo các công thức kinh nghiệm, các bảng biểu hoặc đồ thị đã xây dựng
được trên cơ sở phân tích các số liệu thống kê. Sau đó, tiến hành điều chỉnh chính xác
dựa vào kết quả các tính toán kiểm tra bền, hình học và số liệu tiêu chuẩn…
4.1. Khoảng cách trục

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

13


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Khoảng cách trục là một trong những thông số quan trọng quyết định kích
thước cacte hộp số nói chung và các chi tiết bên trong hộp số (bánh răng , đồng tốc , ổ
bi )
Khoảng các trục A (mm)của hộp số được xác định sơ bộ theo công thức kinh
nghiệm sau :
A ≈ K a .3 M e max .ih1
Trong đó : ka : hệ số kinh nghiệm , có giá trị nằm trong khoảng sau :

-

Đối với xe du lịch : ka =8,9 : 9,3

-

Đối với xe vận tải : ka= 8,6 : 9,6

Vì xe buýt nên các giá trị thông số ta chọn nằm giữa xe tải và xe du lịch nên chọn
ka = 9
Memax: momen quay cực đại của động cơ Memax =248 [Nm].
ih1: tỷ số truyền thấp của hộp số
Vậy A =9. 3 248.3, 79 = 88,16 [mm].
Chọn A = 88 [mm]
4.2. 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, ống gài và đồng tốc… Các kích
thước này có thể xác định sơ bộ theo khoảng cách trục A như sau:
- Chiều rộng các vành răng:
b ≈ (0,19 ÷ 0,23).A

(4.1)

Chọn: b ≈ 0,2.86 = 17,6 (mm)
nên ta chọn b = 18 (mm)
- Chiều rộng các ổ bi:
B ≈ (0,20 ÷ 0,25).A

(4.2)

Chọn: B ≈ 0,22.A = 0,22.86 = 19,36 (mm)
Chọn B = 19 (mm)
- Chiều rộng của các ống gài và đồng tốc: phụ thuộc vào kết cấu của chúng. Đối
với đồng tốc gài hai phía, thường chiều rộng:
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

14


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

H ≈ (0,4 ÷ 0,55).A

(4.3)

Chọn: H ≈ 0,45.A = 0,45.88 = 39,6 (mm)
H = 40 (mm)
4.3.Tính toán số răng của các bánh răng hộp số
4.3.1. Môduyn và góc nghiêng bánh răng hộp số
Để đảm bảo các bánh răng hộp số làm việc êm diệu , xu hướng chọn mô-duyn m k
có giá trị nhỏ nhất , ngược lại góc nghiêng βk thường có giá trị lớn như sau :
+ Mô-duyn

- xe du lịch : m = 2,25 ÷ 3,0
-xe vận tải : m = 3,5 ÷ 5,0

Chọn m = 3,5
+ góc nghiêng : xe buyt β =( 22 ÷ 26)

Chọn β=220cho các số truyền cao
4.3.2. Số răng của bánh răng hộp số
Đối với hộp số ba trục đồng trục, các số truyền đều phải qua hai cặp bánh răng,
trong đó có một cặp bánh răng được dùng chung cho tất cả các số truyền(trừ số truyền
thẳng )gọi là cặp bánh răng luôn ăn khớp. Nghĩa là nó luôn luôn làm việc với bất kỳ số
truyền nào (trừ số truyền thẳng). Vì vậy khi phân chia tỷ số truyền cho cặp bánh răng
này phải có giá trị đủ nhỏ để vừa đảm bảo tuổi thọ cho cặp bánh răng luôn ăn khớp
vừa để cho số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp không được
nhỏ quá .
Theo kinh nghiệm số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp của
Xe buýt là Z1 =12 ÷ 16 với ih1= 6 ÷ 8
Ôtô du lịch Z1 =15 ÷ 17 với ih1= 3,5 ÷ 3,8
Xe thiết kế ứng với ih1 = 3,79 nên ta chọn số răng trung gian giữa xe buýt và du lịch.
Vậy ta chọn Z1 =15
Z1 =

2. A. cos β1
m1 .(1 + i g1 )

i g1 =

2. A. cos β1
−1
m1 .Z1

Trong đó : A khoảng cách
ig1 : tỷ số truyền của bánh răng gài số một .
β1 : góc nghiêng của cặp bánh răng gài số 1 [rad].
m1 : mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số 1 [mm]
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

15


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

suy ra ig1 =

2.88.cos ( 220 )
3,5.15

− 1 = 2.108

Suy ra tỷ số truyền động của cấp bánh răng truyền động chung (luôn ăn khớp )
ih1 3, 79
=
= 1, 798
ig1 2,108

ia =

trong đó :

ia : tỷ số truyền của bánh răng luôn luôn ăn khớp
ih1 : tỷ số truyền số một của hộp số
ig1 : tỷ số truyền của bánh răng gài số 1

Từ đó suy ra tỷ số truyền của các cặp bánh răng gài số cho các số truyền khác :

igk=

ihk
; k=2 ÷ n
ia

Trong đó :
ihk : tỷ số truyền thứ k bất kỳ của hộp số
igk : tỷ số truyền cặp bánh răng gài số thứ k bất kỳ
Khi thế số vào ta có
ig2 =

ih 2
2, 71
=
= 1,507
ia
1, 798

ig3 =

ih 3 1,942
=
= 1,08
ia
1, 798

ig4 =

ih 4 1,395

=
= 0,775
ia
1, 798

Khi đã có được ia và ik thì số răng của bánh răng chủ độngtương ứng Z a và Zk (k=2:4)
được xác định theo công thức
Zk =

2. A. cos β k
mk .(1 + i gk )

Zn =

2. A. cos β n
mn .(1 + i gn )

Trong đó :
igk : Tỷ số truyền của bánh răng gài số thứ k
βk :Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ k [rad]
mk : Mô-duyn pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ k
Vậy :

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

16


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Za =

2. A.cos β a 2.88.cos(220 )
=
= 16,66
ma .(1 + ia ) 3,5.(1 + 1, 798)

chọn Za = 17

Z2 =

2. A.cos β 2 2.88.cos(220 )
=
= 18,59
m2 .(1 + ig 2 ) 3,5.(1 + 1,507)

chọn Z2 = 19

Z3 =

2. A.cos β 3 2.88.cos(220 )
=
= 22,4
m3 .(1 + i3 )
3,5.(1 + 1, 08)

chọn Z3 = 22

Z4 =

2. A.cos β 4 2.88.cos(220 )
=
=26,26
m4 .(1 + i4 ) 3,5.(1 + 0, 775)

chọn Z4 = 26

Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số
truyền gài số của chính nó :
Z ' k = Z k .i gk

Vậy

Z1’= 15.2,108 = 31,62

chọn Z1’ =32

Z2’ = 19.1,507 = 28,663

chọn Z2’=29

Z3’ = 22.1,08 = 23,76

chọn Z3’=24

Z4’= 26.0,775 = 20,15

chọn Z4’=20

Za’= 17.1,798 = 30,566

chọn Za’=31

Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng
'

A=

m1 .( Z1 + Z1 )
3,5.(15 + 32)
2. cos β1 =
= 88,7 [mm]
2.cos(220 )

Chọn A = 89 [mm] và tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để đảm bảo
khoảng cách trục của chúng đều bằng A = 89 [mm] theo công thức :
mk .( Z k + Z ' k )
cos β k =
2. A

ihk = igk . ia
Ta lập được bảng sau :

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

17

Đồ án môn học

Tỷ số truyền iz
Số răng chủ động
Số răng bị động
Moduyn m [mm]
Góc nghiêng β

Kết cấu và tính toán ôtô

ig1

Tỷ số truyền hộp số

ia

ig2

ig3

ig4

15
32
3,5

17
31
3,5

19
29
3,5

22
24
3,5

26
20
3,5

00

19017 '

19017 '

25014'

25014'

ih1=ia.ig1

ih2=ia.ig2

ih3=ia.ig3

ih4=ia.ig4

ih5= 1

=3,79

=2,7

=1,94

=1,39

4.4. Kích thước trục hộp số
Đường kính trục hộp số ô tô có thể tính sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm sau :
4.4.1. Đối với trục sơ cấp
Đường kính sơ bộ của trục tính bằng [mm]
d1,2 = Kd.(Mmax)1/3

[mm]

Ở đây: Kd = 4,0 ÷ 4,6 – Hệ số kinh nghiệm
Chọn Kd = 4,5
Memax - Mômen cực đại của động cơ [Nm]
Với hộp số ba trục , trục sơ cấp là trục ly hợp ta có
Mmax =Memax= 248 [N.m]
Vậy d1= 4,5.(248)1/3= 28,23 [mm]
Chọn d1 = 28 [mm]
+ Đối với trục trung gian : đóng vai trò là trục sơ cấp của các bánh răng gài số (i gk) ta
có Mmax =Memax.ia = 248.1,798 = 445,904 [N.m]
d2 = 4,5.(445,904)1/3= 34,37 [mm]
chọn d2 = 34 [mm]
4.4.2. Đối với trục thứ cấp

Đường kính và chiều dài trục, tính bằng [mm].
d3 = 0,45.A
Trong đó: A là khoảng cách trục
Suy ra d3 = 0,45.89 = 40,05 [mm]
Chọn d3= 40 [mm]
Quan hệ giữa đường kính trục và chiều dài trục được tính sơ bộ bằng [mm].
d1 = (0,16 ÷ 018) l1
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

18


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

d3 = (0,18 ÷ 0,21).l3
Ta chọn:
l1 = d1/0,16 = 28/0,16 = 168,75 [mm]
l3 = d3/0,18 = 40/0,18 = 222,22 [mm]
Chiều dài trục chọn sơ bộ phải phù hợp sơ đồ tính theo tổng thể chiều dài
các chi tiết lắp trên trục. Tổng chiều dài trục l2 có thể được xác định bằng:
l2 = 6.b + 3.H + 2.B + 4.δb
Trong đó:
b - Chiều rộng bánh răng thiết kế
b = 18 [mm]
H - Chiều rộng đồng tốc
H = 40 [mm]
B - Chiều rộng ổ đở
B = 19 [mm]

δb - Khe hở giữa hai bánh răng liền kề hoặc giữa răng và ổ đở.
δb = 5 [mm]
Ta có:

l2 = 6.18 + 3.40 + 2.42 + 4.5 = 340 [mm]

4.4.3. Đường kính vòng chia và mômen quán tính của bánh răng hộp số thiết kế
Bán kính vòng chia của bánh răng được xác định theo công thức:
Rk =

mk .Z k
2. cos β k

Trong đó:
mk - mô đuyn pháp tuyến bánh răng thứ k
Zk - số răng của bánh răng thứ k
βk - góc nghiêng của bánh răng thứ k.
Thay số vào ta tính được bán kính vòng chia bánh răng chủ động R, bánh răng
bị động R’. Khoảng cách trục ăn khớp A, đường kính trục lắp bánh răng chủ động d 1,
đường kính lắp bánh răng bị động d2 và cho trên bảng
Bảng kết quả tính bán kính vòng chia và đường kính trục lắp bánh răng tương
đương.
Cặp bánh răng chung
Cặp bánh răng số 4
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

Z
17
26

Z'
31
20

R[mm] R'[mm] A[mm]
31,82
57,08
89
49,2
40,17
89

d[mm
28
40

d’[mm]
40
40
19


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Cặp bánh răng số 3
Cặp bánh răng số 2
Cặp bánh răng số 1

22
19
15

24
29
32

41,08
30,16
26,25

47,94
58,67
62,82

89
89
89

40
40
40

40
40
40

Mômen quán tính khối lượng của các bánh răng có thể coi gần đúng là hình trụ được
xác định.

Jk =

π .ρ .bx .( Rk4 − rk4 )
2

Trong đó:
bk - bề rộng bánh răng thứ k
Rk - bán kính vòng chia bánh răng thứ k
rk - bán kính trục lắp bánh răng thứ k
ρ - khối lượng riêng của vật liệu làm bánh răng [Kg/m3 ]
Với vật liệu thép hoặc gang, có thể lấy ρ = 7800 [Kg/m 3 ]
Thay số vào ta xác định được mômen quán tính khối lượng của các bánh răng
cho ở bảng.
Mômen quán tính khối lượng của bánh răng được qui dẫn về trục ly hợp.
Kí hiệu Jqd
Jqd = Jk.ik-2.
Trong đó:
Jk - Mômen quán tính khối lương của các bánh răng
ik - Tỷ số truyền tính từ trục ly hợp đến bánh răng thứ k.
+ Với các bánh răng trên trục trung gian
ik = ia
+ Với các bánh răng trên trục thứ cấp
ik = ia.igk (k =1,2,3,4)

Ja=

π .7800.18.(31,824 − (28 / 2) 4 ).10 −9
= 217,51 (Kg.mm2)
2

Ja’=

π .7800.18.(57, 084 − (40 / 2) 4 ).10−9
= 2352,57 (Kg.mm2)
2

J4=

π .7800.18.(49, 24 − (40 / 2) 4 ).10 −9
= 1364,58 (Kg.mm2)
2

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

20


Đồ án môn học
J’4=
J3=

π .7800.18.(47,944 − (40 / 2) 4 ).10−9
= 918,19 (Kg.mm2)
2

π .7800.18.(30,164 − (40 / 2) 4 ).10−9
= 301,6 (Kg.mm2)
2

J’2=

J1=

π .7800.18.(41,17 4 − (40 / 2) 4 ).10 −9
= 454,58 (Kg.mm2)
2

π .7800.18.(41, 084 − (40 / 2) 4 ).10 −9
= 682,53 (Kg.mm2)
2

J’3=
J2=

Kết cấu và tính toán ôtô

π .7800.18.(58, 67 4 − (40 / 2) 4 ).10−9
= 1973,64 (Kg.mm2)
2

π .7800.18.(26, 254 − (40 / 2) 4 ).10−9
= 63,39 (Kg.mm2)
2

π .7800.18.(62,824 − (40 / 2) 4 ).10 −9
J’1=
= 2132,59 (Kg.mm2)
2

Mômen quán tính khối lượng của bánh răng được qui dẫn về trục ly hợp
Jaqd=217,51 (kg.mm2 )

Jaqd’=2352,57.1,798-2= 727,71 (kg.mm2)

J4qd=1364,58.1,798-2=422,10 (kg.mm2)

J4qd’=454,58.1,393-2=234,26 (kg.mm2)

J3qd=682,53.1,798-2=211,12 (kg.mm2)

J’3qd=918,19.1,94-2= 243,50 (kg.mm2)

J2qd=301,6.1,798-2=93,29 (kg.mm2)

J’2qd=1973,64.2,7-2=268,82 (kg.mm2)

J1qd=69,39 .1,7984-2=21,46 (kg.mm2)

J’1qd=2132,59.3,79-2=148,46 (kg.mm2)

Bảng Kết quả tính toán mômen quán tính khối lượng các bánh răng:
cặp bánh răng dung chung
cặp bánh răng gài số 4
cặp bánh răng gài số 3
cặp bánh răng gài số 2
cặp bánh răng gài số 1

J(kg.mm2) J'(kg.mm2)
217,51
2352,57
1364,58

454,58
682,53
918,19
301,6
1973,64
69,39
2132,59

Jqd(kg.mm2) J'qd(kg.mm2)
217,51
727,71
422,10
234,26
211,12
243,50
93,29
268,82
21,46
148,46

5. Tính toán xác định các thông số cơ bản của bộ đồng tốc hộp số
5.1. Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp
Mômen quán tính khối lượng tổng cộng qui dẫn về trục li hợp được xác định
theo công thức sau:
m

-2

JΣ = J1 + J2.ia +

∑J
k =1

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

Zk

.ik− 2 + Jl.il-2
21


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Trong đó:
k - Chỉ số để chỉ bánh quay trơn trên trục thứ cấp
J1 - Mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (thường chính là
trục ly hợp) và tất cẩ các chi tiết nối với trục [kg.m2 ]
J2 - Mômen quán tính khối lượng của trục trung gian và tất cả các chi tiết
gắn trên trục trung gian [kg.m2 ]
ia - Tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp của hộp số.
JZk - Mômen quán tính khối lượng của bánh răng bị động quay trơn trên trục
thứ cấp đồng thời ăn khớp với bánh răng chủ động trên trục trung gian,
của cặp bánh răng gài số thứ k [kg.m2 ]
ik - Tỷ số truyền của hộp số ứng với cặp bánh răng gài số thứ k
m - Số lượng bánh răng quay trơn trên trục thứ cấp (thường xuyên ăn khớp
với bánh răng chủ động trên trục trung gian)
Jl - Mômen quán tính khối lượng của bánh răng gài số lùi có quan hệ động
học thương xuyên với bánh răng trên trục trung gian [kg.m 2 ]

il - Tỷ số truyền các cặp bánh răng số lùi, tính từ trục sơ cấp hộp số đến bánh
răng số lùi có quan hệ động học.
Xác định các đại lượng thành phần trong công thức
- Mômen quán tính J1
J1 = Jtr1 + Jlh
Với:
Jtr1 - Mômen quán tính khối lượng của trục sơ cấp hộp số (chính là trục
ly hợp)
Jlh - Mômen quán tính khối lượng của đĩa bị động ly hợp, được xác định
theo công thức.
π .ρ .l1.Rtr41 π .ρ .blh .( Rlh4 − Rtr41 )
J1 =
+
2
2

Ở đây:
l1

: Chiều dài trục ly hợp theo kết quả tính toán ta có
l1 = d1/0,16 = 165,75 [mm]

Rtr1

: Bán kính trục ly hợp:
Rtr1 = d1/2 = 13,5 [mm]

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

22

Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

blh

: Chiều rộng trung bình củ đĩa bị động có thể lấy gần đúng bằng

bề dày xương đĩa:
blh = (1.5÷2)
Chọn blh = 2 [mm]
Rlh

: Bán kính ngoài của đĩa ly hợp
Rlh = 130 [mm]

Thay vào phương trình ta có:
−9
4
4
π .7800.10−9.168, 75.144 π .7800.10 .2. ( 130 − 14 )
= 7073,606 [kgmm2 ]
J1 =
+
2
2

- Mômen quán tính J2.ia-2

m


J 2 .ia− 2 =  J tr 2 + ∑ J Zk .ia− 2
k =1



Với:
Jtr2 : mômen quán tính khối lượng của trục trung gian hộp số
JZk : mômen quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục
trung gian. Đã xác định JZk = 4770,67 [kg.mm2 ]
ia : tỷ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp.
Thay số vào phương trình ta có:
4


 34 
−9
 π .7800.10 . 300 .  ÷
÷
2 
−2


J 2 .ia =
+ 4770, 67 ÷.1, 798−2 = 1570, 62 [kg.mm2 ]

÷
2


÷



- Mômen quán tính quy dẫn của các bánh răng trên trục thứ cấp J3
m

J 3 = ∑ J 'Zk .ik− 2
k =1

Với: Jk’ - là mômen quán tính khối lượng của bánh răng thứ k gắn trên trục thứ cấp
ik - là tỷ số truyền của số thứ k hộp số.

J3 = (2132,59.3,79-2 + 1973,64.2,71-2 + 918,19.1,942-2 + 454,58.1,395-2)
J3 = 894,26 [kg.mm2 ]

SVTH: Nguyễn Văn Tuân

23


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Với sơ đồ đã chọn ta có mômen quán tính khối lượng của bánh răng số lùi quy
dẫn về trục ly hợp bằng không.
Thay tất vào công thức ta có mômen quán tính tổng cộng quy dẫn về trục ly hợp
bằng:

JΣ = 7073,606 + 1570,62 + 894,26 = 9538,486 [kg.mm2 ]
JΣ = 9538,486.10-6 [kg.m2 ]
- Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc
Mômen ma sát yêu cầu của bộ đồng tốc được xác định theo công thức.
M ms = J Σ .ik2 .

∆ω
tc

Trong đó:
JΣ : Mômen quán tính của bánh răng gài số và của tất cả các khối lượng
chuyển động quay trong hộp số có quan hệ động học với trục sơ cấp hộp
số (thường là trục ly hợp) được quy dẫn về trục sơ cấp [kg.m 2 ]
ik : Tỷ số truyền thứ k của hộp số tương ứng với chế độ tính toán của đồng
tốc (tính từ trục sơ cấp đến bánh răng gài số cần tính toán).
Δω : Chênh lệch tốc độ giữa hai bánh gài số [rad/s]
Được xác định theo công thức:
∆ω = ωeo

1
1
−
ik ik ±1

Trong đó:
ik ±1 : Tỷ số truyền tính từ trục sơ cấp đến bộ đồng tốc của hộp số ứng với

số truyền vừa nhả số (để tiến hành gài số thứ ik)
ωeo : Tốc độ của động cơ khi bắt đầu chuyển số [rad/s]. Giá trị này được
xác định theo bảng kinh nghiêm.

Chế độ sang số
Từ thấp lên cao
Từ cao về thấp

Động cơ xăng
Động cơ diezen
Xe du lịch
Xe tải và khách
(0,6 ÷ 0,7)ωN
(0,7 ÷ 0,8)ωN và ≥ ωM (0,75 ÷ 0,85)ωN
(0,4 ÷ 0,5)ωN
(0,5 ÷ 0,6)ωN và ≥ ωM (0,9 ÷ 1,0)ωN

Trong đó: ωN, ωM - tương ứng với tốc độ góc của động cơ ứng với công suất
cực đại, mômen cực đại của động cơ.
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

24


Đồ án môn học

Kết cấu và tính toán ôtô

Xe thiết kế là xe BUYT và động cơ DIEZEL :
- Khi chuyển từ số thấp lên số cao ta chọn:
ωeo = 0,75.ωN = 0,75.3,1416.2800/30= 219,912 [rad/s]
- Khi chuyển từ số cao về số thấp ta chọn:
ωeo = 0,9.ωN = 0,9.3,1416.2800/30 = 263,89 [rad/s]

tc - Thời gian làm đồng đều tốc độ giữa bộ đồng tốc và bánh răng gài số [s]
Với ôtô buýt:
- Với số cao: tc = 0,3 ÷ 0,8 [s]
- Với số thấp: tc = 1,00 ÷ 1,5 [s]
Chọn thời gian chuyển số cho số cao (số 4 và số 5 )
- Từ thấp lên cao: tc = 0,5 [s]
- Từ cao về thấp: tc = 0,5 [s]
Chọn thời gian chuyển số cho số thấp (số 2 và số 3)
- Từ thấp lên cao: tc = 1,5 [s]
- Từ cao về thấp: tc = 1,5 [s]
Thay vào công thức trên ta có :
+ Momen ma sát khi truyền từ số thấp lên số cao :
1
1
1
−
. = 1,161 [N.m]
2, 7 3, 79 1,5

Mms1-2 = 9538,486.10-6.2,72. 219,912
Mms2-3 = 9538,486.10-6.1,942. 219,912

1
1
1
−
. = 0,763 [N.m]
1,94 2, 7 1,5

Mms3-4 = 9538,486.10-6.1,392. 219,912

1
1
1
−
.
= 1,653[N.m]
1,39 1,94 0,5

Mms4-5 = 9538,486.10-6.12. 219,912 1 −

1
1
.
= 1,177 [N.m]
1,39 0,5

+ Momen ma sát khi truyền từ số cao xuống số thấp :
Mms5-4 = 9538,486.10-6.1,392. 263,89 1 −
Mms4-3 = 9538,486.10-6.1,942. 263,89
Mms3-2 = 9538,486.10-6.2,72. 263,89
SVTH: Nguyễn Văn Tuân

1
1
.
= 1,601 [N.m]
1, 39 0,5

1

1
1
−
.
= 1,509 [N.m]
1,39 1,94 0,5
1
1
1
−
. = 1,496 [N.m]
1,94 2, 7 1,5
25