THIẾT KẾ HỘP SỐ Ô TÔ

TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

1

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU
Xu hướng hiện nay ở việt nam số lượng ôtô - máy kéo ngày càng được sử dụng
càng nhiều.Ôtô - máy kéo đóng một vai trò quan trọng trong sự nghiệp CNHHĐH ở nước ta.Để hoà nhập với xu hướng phát triển chung của đất nước và thế
giới thì trong ngành ôtô nói riêng phải không ngừng tăng số lượng về xe mà
còn phải chú trọng cải tiến nâng cao mẫu mã chất lượng để tăng hiệu quả sử
dụng và tính năng an toàn cho xe.Trên cơ sở đó em được giao đề tài Tính toán
thiết kế hộp số 3 trục xe ôtô con.
Với kiến thức có hạn do vậy trong quá trình làm TKMH sẽ không tránh
khỏi những sai xót. Em rất mong được sự sự chỉ bảo tận tình của các thầy trong
Bộ môn Cơ khí ôtô trường ĐH Giao Thông Vận Tải. Em xin chân thành cảm ơn
thầy giáo PGS.TS Nguyễn Văn Bang đã tận tình hướng dẫn em hoàn thành đồ
án môn học này!
Sinh viện:
Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

2

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

Đề Bài:
Thiết kế hộp số ô tô: xe con
Với các thông số:
Loại hộp số: 3 trục
Bánh xe:6,5-13
M e max : 8,9 (KG.m), Ga1 =632 (KG); Ga1 = 713 (KG),
Số tay số: 4
Tỉ số truyền hộp số - TLC:
+Số 1:3,75
+Số 2: 2,3
+Số 3:1,49
+Số 4: 1,0
+L :
+TLC:4,3

Sinh viên :

N

e max

: 60 (ML)

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

3

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

CHƯƠNG I: CHỌN SƠ ĐỒ CỦA HỘP SỐ
Chọn loại hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm , 4 cấp ( 4 số
tiến và 1 số lùi ) và có số 4 là số truyền thẳng .
Các bánh răng luôn ăn khớp là các bánh răng trụ răng nghiêng . Dùng
bánh răng trụ răng nghiêng có ưu điểm là giảm được tiếng ồn và lực va đập
nhưng cũng có những phiền phức như phải dùng kèm với bộ đồng tốc, do đó
kích thước hộp số sẽ tăng lên , mặt khác khi sang số phải khắc phục mômen
quán tính lớn làm cho răng hoặc mặt ma sát của bộ đồng tốc phải chịu tải
trọng động .
Ta có :
Số 1,2 và số lùi được gài bằng khớp then hoa
Số 3;4 được gài bằng bộ đồng tốc
Các bánh răng trên trục trung gian được chế tạo rời và lắp chặt trên trục
trung gian
Sơ đồ động của hộp số được trình bầy như trên hình vẽ :

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

4

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

CHƯƠNG II:
CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ VÀ
XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN
2.1 Chế độ tải trọng khi thiết kế.
1.Tải trọng từ động cơ đến chi tiết đang tính của hộp số:
M t = M e max .ihi [N.m]
. M t : Mômen tính toán ở chi tiết cần tính [N.m]
. M e max :Mômen cực đại của động cơ [N.m]
. ihi :Tỉ số truyền từ động cơ đến chi tiết cần tính
2. Tải trọng từ bánh xe chủ động đến chi tiết cần tính toán theo điều kiện
bám lớn nhất của cánh xe với mặt đường.

M ϕ max =

∑ Z .ϕ
i

max

. r bx

[N.m]

t

. ∑ Z :Tổng phản lực của mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ
động [N]
∑ Z = Ga =1345 [N]
.ϕ max :Hệ số bám lớn nhất của bánh xe với mặt đường-ϕ max =0,7
. it :Tỉ số truyền tính từ bánh xe chủ động đến chỉ tiết cần tính

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

i = i .i
.r
t

0

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

5

hi
bx

:Bán kính bánh xe

r
r = λ. r

Ta có:
bx

b

d
= ( B + )25,4 = 404(mm)
2

b

với λ :Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp- λ = 0,934
⇒ r bx = 0,934.404 = 377,34[ mm] ≈ 0,378[m]

Sau khi tính toán xong
tính toán.

i
M
Mϕ

i

hi

h1

= 3,75

[N.m] 700,4

t

[N.m]
TS chọn

max

1467,8
170

M ,M ϕ
t

i

h2

= 2,3

max

giá trị nào nhỏ hơn sẽ được chọn để

i

h3

= 1,49

i

h4

= 1,0

448,8

268,6

170

1467,8

1467,8

1467,8

2.2 Xác định khoảng cách giữa các trục
Vì hộp số có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ được tính
A = a.3 M e max [mm]
. M e max :Mômen cực đại của động cơ [N.m]
.a:Hệ số kinh nghiệm - Với xe con:a=18,5 ⇒ A = 18,53 96 = 102,5
[mm] Ta chọn: Aso −bo = 102,5 [mm]
2.3 Chọn môđun bánh răng: m
Chọn môđun theo công thức kinh nghiệm:
Mn = (0,032 – 0,040)A; chọn mn =3,5

Chọn góc nghiêng β = 20
2.4 Xác định số răng của các bánh răng
1. Cặp bánh răng luôn ăn khớp
Số răng của bánh răng chủ động : Chọn theo điều kiện không cắt chân
răng, nghĩa là Z a ≥ 13 ; chọn Z a = 16
Số răng của bánh răng bị động:
2 A cos β
2.102,5.0,9396

− 16 = 39,0386 Làm tròn: Za = 39
Z a '=
- Za =
3,5
mn
Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:
Za ' = 39 = 2,44
ia =
Za 16
2. Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài số:
Ta có: ihi = ia .i gi
Với

Sinh viên :

i

gi

là tỉ số truyền của cặp bánh răng được gài.

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

i

-Tay số 1:

= i h1 =

i
i
-Tay số 2: i =
i
i
-Tay số 2: i =
i
g1

a
h2

g2

h3

g3

3,75
= 1,69
2,44

=

2,3
= 1,08
2,44

=

1,49
= 0,65
2,44

a

a

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

6

3. Số răng của các bánh răng dẫn động gài số ở trục trung gian:
2A
2.102,5.
=
= 21,78 ,
-Số 1: Zg1 =
mn (1 + ig1) 3,5(1 + 1,69)
-Số 2:

Z

=

-Số 3:

Z

=

g2

g3

Làm tròn:

2A cos β
2.102,5.0,93969
=
= 26,64
mn (1 + ig 2) 3.5.(1 + 1,08)

2A cos β
2.102,5.0,9396
=
= 33,46
(
1
+
)
3
,
5
(
1
+
0

,
65
)
m n ig 3
= 22
= 27
g2
= 34
g3

Z
Z
Z

g1

4.Số răng của các bánh răng bị động trên trục thứ cấp:

Z

gi

' = Z gi .i gi

-Số 1:
-Số 2:
-Số 3:

' = Zg1 .ig1 = 1,69.22 = 37,18 Làm tròn Z' g1 = 37
' = Zg 2 .ig 2 = 1,08.27 = 29,16 Làm tròn Z g 2 = 29

g2
' = Zg 3 .ig 3 = 34.0,65 = 22,1 Làm tròn Z g 3 = 22
g3

Z
Z
Z

g1

'

'

5. Xác định lại tỉ số truyền của các cặp bánh răng gài số:

i

=
gi

Z
Z

gi

'

gi

Z ' = 37 = 1,68
Z 22
Z ' = 29 = 1,07
-Số 2: i =
Z 27
Z ' = 22 = 0,65
-Số 3: i =
Z 34
-Số 1: ig1 =

g1

g1

g2

g2

g2

g3

g3

g3

xác định số răng trục số lùi ta chọn theo điều kiênj không cắt chân răng thì
Z L ≥ 13 .Ta chọn Zl1= 16; Zl2 = 13
6. Xác định lại tỉ số truyền của hộp số:
-Số 1: ih1 = ia .ig1 = 2,44.1,68 = 4,1

-Số 2: ih 2 = ia .ig 2 = 2,44.1,07 = 2,61
-Số 3: ih 3 = ia .ig 3 = 2,44.0,65 = 1.586
Sinh viên :

i

hi

= i a .i gi

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

7

7. Tính chính xác khoảng cách trục: A
mn (Za + Za ' ) = 102.43 [mm]
-Cặp luôn ăn khớp: Aa =
2 cos β
mn (Zg1 + Zg1 ' ) = 103.25 [mm]
-Cặp gài số 1:
A1 =
2 cos β
mn (Zg 2 + Zg 2 ' ) = 104.29 [mm]
-Cặp gài số 2:
A2 =

2 cos β
mn ( Zg 3 + Zg 3 ' ) = 104.29 [mm]
-Cặp gài số 3:
A3 =
2 cos β
Chọn Ac = A1 = A3 = 102.43[mm] khi đó có sự sai lệch giữa khoảng cách
các trục, ta chọn giải pháp dịch chỉnh góc các bánh răng của các cặp luôn ăn
khớp và cặp gài số 2.
2.5 Tính toán dịch chỉnh góc bánh răng:
1. Xác định hệ số dịch chuyển các trục:

λ0 =
A

Với

c

A −A
A
c

= 102.43 ⇒ λ0 =

102,43 − 102,5
= −0,00063
102,5

2. Tổng số dịch chỉnh tương đối ξ 0 và góc α :

ξ

Với cặp luôn ăn khớp:

0

= −0,00063
'



α = 19 54

Với cặp bánh răng gài số 2:

ξ

0

= −0.00063.

α = 19 54

'



2. Hệ số dịch chỉnh tổng cộng: ξ t

ξ = ξ +ξ

. ξ 1 :Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng

Z
. ξ : Hệ số dịch chỉnh phân cho bánh răng Z
ξ
Với cặp bánh răng gài số 1: ξ = ξ = = −0.0093
t

1

2

2

1

2

t

1

2

2

4. Kiểm tra ξ 1 và ξ 2 :
-Số răng tương đương :

Z'
Z'

2 td

= 32.54 và

3 td

= 40.9 và

Z
Z

tgα
Sinh viên :

=
0a

tgα

0n

COSβ

2 td

3 td

Z

td

=

Z

cos β

3

Ta có:

= 34.95

= 26.5

= 0.3873
Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

8

-Hệ số dịch chỉnh tổng cộng:
+Bánh răng luôn ăn khớp: ξt = 0,5.ξ0 ( Z1 + Z1 ' ) = −0.0186

+Bánh răng gài số 2: ξt = 0,5.ξ0 ( Zg 2 + Zg 2 ' ) = −0.1764
Bảng II: Thông số hình học của bánh răng trụ răng nghiêng không dịch
chỉnh số 2
Tên gọi
KH
Gài số 1
Gài số 2
Bánh nhỏ : Bánh lớn Bánh nhỏ : Bánh lớn
Tỉ số truyền
i
1.68
1.07
Môđun
3.5
3.5
mn ,
ms
Bước pháp tuyến
10.99
11.49
t n ,ts
Góc nghiêng của răng β
0o
21010’
Môđun mặt đầu
0
3.66
ms
Bước mặt đầu và cơ sở t 0 , t s

10.33
10.7
Đường kính vòng chia

D

Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Chiều cao răng
Chiều rộng vành răng
Khoảng cách trục
Góc ăn khớp

D
D

d
c

H
B
A

α

n

77

:

129.5

98,82

:

106.14

83.93
68.19

:
136.93 105.98 :113.3
:
120.68 91,44
:
96,93
7.79
8.18
17.5
28
102.43
104.29
o
19 54’
19o54’

Bảng III: Thông số hình học của các cặp bánh răng trụ răng nghiêng dịch chỉnh
góc

Tên gọi

KH

Cặp luôn ăn khớp
Bánh nhỏ : Bánh lớn

Tỉ số truyền

i
m
t
α
t
A

2.44

Cặp gài số 3
Bánh nhỏ : Bánh
lớn
0.65

3.5

3.66

10.99

11.49

20o
10.99
102.5

21 10

10.7
104.29

102.5

102.48

Môđun
Bước răng
Góc profin
Bước cơ sở
Khoảng cách trục khi (
ξt = 0)
Khoảng cách trục khi (
Sinh viên :

0

0

A

c



'

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

ξ

t

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

9

≠ 0)

Hệ số thay đổi khoảng
cách trục
Tổng hệ số dịch chỉnh

λ

0

Độ dịch chỉnh ngược

ξ
ξ
ξ
∆h

Đường kính vòng chia

d

Đường kính vòng cơ
sở
Đường kính vòng đỉnh

d

Đường kính vòng đáy
Chiều cao răng

D
h

Chiều rộng vành răng

B

Phân cho bánh nhỏ
Phân cho bánh lớn

t

1

2

0

0

-0.00063

0

-0.0166

0

-0.0083

0

-0.0083

0

0.05

58.56
142.74

: 124.44

0

D

d

c

65.06
149.74
49.8
7.8

:
:

134

28

: 80.52

116.04

:

131.6
87.68
115.23

3.6

:

75.08

:

71.3

28

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN HỘP SỐ
3.1 Chế độ tải trọng để tính toán hộp số:
1. Mômen truyền đến các trục hộp số
Bảng IV:
Tên Từ động cơ truyền đến
gọi
Công thức[kN.m] Giá trị
Trục
sơ cấp M s = M e
0,17
Trục
trung
gian
Trục
thứ
cấp
Số 1
Số 2

Số 3
Sinh viên :

M
M
M
M
M

tg
i
tc
1
tc

= M e .i a

= M e .i h1

= M e .i h 2
tc
tc

Công thức[kN.m]
s

Mϕ

ϕ

max

max

bx

0.36

bx

0.87

0 h1

tg

Mϕ

ϕ .G . r
ii

Giá trị

ϕ .G . r
ii
ϕ

max

max

0 g1

= M e .i hi

2

3

0.42

Theo bám từ bánh xe truyền đến

= M e .i h 3

0.7
0.45
0.27

s

Mϕ

ϕ .G . r
i
ϕ

max

max

bx

1.46

0

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

10

i : tỉ số truyền TLC - i = 4,3
. φ : hệ số bám lớn nhất - φ = 0,7
. Gφ : trọng lượng bám ô tô - Gφ = 1345KG

Trong đó: .

0

0

max

max

2. Lực tác dụng lên các cặp bánh răng:

2M
Z .m
P.tgα
- Lực hướng kính : R = cos β
- Lực vòng :

P

=

t

3

- Lực chiều trục : Q = P.tgβ
Bảng V:
Tên gọi

Lực vòng P[N]

Cặp luôn ăn khớp
Cặp gài số 1
Cặp gài số 2
Cặp gài số 3

Lực hướng kính Lực chiều trục Q
R
295

345
998
1370
676
689
275
378

597,7
2375
1194
655

3.2 Tính sức bền bánh răng:
1. Tính sức bền uốn:

u

=

KK KK K
b.π. m .y. K
d

ms

c

ntb

tp

gc

β

: Hệ số tải trọng động bên ngoài - k d =1,5 ÷ 2.
ms : Hệ số tính đến ma sát
+ Đối với bánh răng chủ động : k ms =1,1
+ Đối với bánh răng bị động : k ms =0,9
. k c : Hệ số tính đến độ cứng của trục và phương pháp lắp bánh răng trên trục
+ Đối với bánh răng côngxon ở trục sơ cấp : k c =1,2
+ Đối với bánh răng di trượt ở trục thứ cấp : k c =1,1
. k tp : Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các buớc răng khi gia
.
.

k
k

σ

d

công gây nên -

k

tp

=1,1 ÷ 1,3

. k gc : Hệ số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng do gia
công gây nên -

k

gc

=1,0

. k β : Hệ số tính đến độ trùng khớp chiều trục với sức bền của răng [ tra
theo đồ thị]

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

σ
σ
Từ đó ta tính được :
σ
σ

ua

= 315[ KG / cm 2 ]

u1

= 687[ KG / cm 2 ]

u2

= 612[ KG / cm 2 ]

u3

= 382[ KG / cm 2 ]

11

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

2. Tính sức bền tiếp xúc :
Đối với cặp bánh răng chế tạo cùng một vật liệu, tính toán ứng suất tiếp xúc
(tương ứng với chế độ tải trọng : Đối với ô tô lấy bằng

σ

tx

At
) theo công thức :
2

PE

1 1
( + )
b'.sin α . cos α r r '

= 0,418 cos β

. β : Góc nghiêng của răng
. P : Lực vòng [MN]
. E : Môđun đàn hồi - Đối với thép : E = 2 ÷ 2,2.10 6 [daN/cm 2 ]
. b' : Chiều dài tiếp xúc của răng [m]
. α : Góc ăn khớp
Ta có :
b

0,02

+ b' = cos β = 0,889 = 0,043 [m]
+ Sin20  = 0,34
+ Cos20  = 0,93

d

100
= 50[mm] = 0,05[m]
2
2
200
+ r '1 = d '1 =
= 100[mm] = 0,1[ m]
2

2
140
+ r2 = d 2 =
= 70[mm] = 0,07[ m]
2
2

+

r

+

r'

1

=

2

1

=

d

=

d'

2

2

=

150
2

= 75[mm] = 0,075[m]

195
= 97,5[mm] = 0,0975[m]
2
2
105
+ r '3 = d '3 =
= 52,5[mm] = 0,0525[m]
2
2
80
+ r a = d a = = 40[mm] = 0,04[m]
2
2
220
+ r 'a = d 'a =
= 110[mm] = 0,11[m]
2
2

+

r

3

=

3

=

Ta tính được các ứng suất tiếp :

σ 1 = 0,418.0,889

2375.10 −6.2.10 5
1
1
(
+ ) = 272,3[ MN / m 2 ]
2.0,043.0,34.0,93 0,05 0,1

σ 1 = 0,418.0,889

1194.10 −6.2.10 5
1
1
(
+

) = 185,3[ MN / m 2 ]
2.0,043.0,34.0,93 0,07 0,075

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

12

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

655.10 −6.2.10 5
1
1
σ 1 = 0,418.0,889 2.0,043.0,34.0,93 ( 0,0875 + 0,0525 ) = 144[MN / m 2 ]

σ 1 = 0,418.0,889

597,7.10 −6.2.10 5 1
1
(
+
) = 145,6[ MN / m 2 ]
2.0,043.0,34.0,93 0,04 0,11

Như vậy các giá trị của σ tx đều nhỏ thua [σ ]tx =1000 ÷ 2500[MN/m 2 ]
3.3 Tính toán trục hộp số.

1. Chọn sơ bộ kích thước các trục :
a: Đối với trục sơ cấp:

d

= 10,6 3

1

M

e max

= 10,6.3 96 = 48,5[mm]

b: Đối với trục trung gian :

d = 0,45.A = 0,45.66,4 = 29,88[mm]
d = 0,16 ⇒ =250[mm]
l
l
2

2

2

2

c: Đối với trục thứ cấp :

d 3 =0,45A=0,45.66,4 = 29,88[mm]

d
l

3

3

=0,18 ⇒ l 3 =230[mm]

.A : Khoảng các trục
. l 2 , d 2 : Đường kính và chiều dài trục trung gian
. l 3 , d 3 : Đường kính và chiều dài trục thứ cấp.
2. Tính trục về sức bền :

Ta có sơ chịu lực của các trục trên
a: Trục sơ cấp:
Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

13

-Tính phản lực tại các gối :

p
p
p
p

r1
r1

p

p
.224 = 30. p
− p = −R
.224 = 30. R
−

r2

=−

a

⇒

a

a1

a2

= 2273[ mm]

r1
r2

a

⇒

a

a1

p
p
p
p

a1
a2

= 19246[mm]
= 913[ mm]
= 7729[mm]

-Tính trục theo độ bền uốn :

M

2

2

M + M = 548708[mm]
M = M = 59,8 < [σ ] = 60[ N / mm
σ =W
0,1 d
=

u

x

y

u

u

3

u

2

u

u

]

- Tính trục theo xoắn :

τ

x

T
T
=
= 17,35 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
W x 0,2.d 3

=

-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :

σ

σ + τ = 59,8 + 17,35
⇒ σ < [σ ] = 80[ N / mm ]
th

2

=

2

u

2

x

2

= 62,3

2

th

th

b: Trục thứ cấp :
-Tính phản lực tại các gối :

p
p
p
p

r2
r2

+

r3

=

p

3

.372 = 227. p
−

a2
a2

p
p

a3

=

R

⇒
3

p
p
p
p

r2
r2

3

⇒

.372 = 227. R3

a2
a3

= 11467,5[ mm]
= 7325[mm]
= 4587[ mm]
= 2930[ mm]

-Tính trục theo độ bền uốn :
2

2

M = M + M = 1518946 + 1665100
⇒ M = 2253831[ N .mm]
M = M = 57,3 < [σ ] = 60[ N / mm ]
σ =W
0,1 d
u

x

2

2

y

u

u

2

u

3

u

u

u

- Tính trục theo xoắn :

τ

x

=

T
T
=
= 12 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
3
W x 0,2.d

-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :

σ

th

=

σ

2
u

+ τ x = 61,8 ⇒ σ th < [σ th] = 80[ N / mm 2 ] c:
2

Trục trung gian :

-Tính phản lực tại các gối :

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

p
p
p
p

r4
r4
a4
a4

p

p −p
.394 = 372. p − 227 p
− p =R +R
.394 = 372. R + 227 R
−

r5

=

a

3

a

⇒

3

a

a5

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

14

3

a

p
p
p
p

r4
r5

a4

⇒

3

a4

= 5198[ mm]
= 3378[mm]
= 10766[ mm]
= 3567[mm]

-Tính trục theo độ bền uốn :
Tại tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức :

M

2

2

M + M = 1829681[mm]
M = M = 58 < [σ ] = 60[ N / mm
σ =W
0,1 d
u

=

x

y

u

u

3

u

u

u

2

]

- Tính trục theo xoắn :

τ

x

=

T
T
=
= 12,5 < [τ x ] = 20 ÷ 35[ N / mm 2 ]
W x 0,2.d 3

-Tính trục theo xoắn và uốn tổng hợp :

σ

th

=

σ

2
u

+ τ x = 63,15 ⇒ σ th < [σ th ] = 80[ N / mm 2 ]
2

3. Tính trục theo cứng vững :
.f_Độ võng
. δ _Góc xoay
. δ 12 = δ 1 +δ 2
a: Độ võng của trục:

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOZ:
( Ra1 + Ra 2 ).b12 .(a1 + b1 ) Q1 .r01 .b1 (2.a1 + 3.b1 )
f1 =
−
3EJ
6 EJ
2
(6816 + 7729).30 .(30 + 224) 7909.40.538

⇒ f1 =
−
3.2.214.10 6
6.2.214.10 6
⇒ f 1 = 0,01[mm]

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOY:

( Ra + Rr 2 ).b12 .(a1 + b1 ) Q1 .r01 .b1 (2.a1 + 3.b1 )
f1 ' =
−
3EJ
6 EJ
2
(6793 + 19246).30 .(30 + 224) 7909.40.538 ⇒ f1 =
−
3.2.214.10 6
6.2.214.10 6
⇒ f 1 = 0,0215[mm]

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

15

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOZ

f2 =

R3 .b32 .a32
Q .a .b (b − a3 ).r03
− 3 3 3 3
3( a3 + b3 ) EJ
3(a 3 + b3 ) EJ

7517.145 2.227 2 8157,3.145.227.82.97,5
−
3.372.2.104.10 7
3.372.2.104.2.10 7
⇒ f 2 = 0,0258[mm]
⇒ f2 =

- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOY :
f2 '=

P3 .b32 .a32
Q .a .b (b − a3 ).r03
− 3 3 3 3
3(a 3 + b3 ) EJ
3(a3 + b3 ) EJ

18793.145 2.227 2 8157,3.145.227.82.97,5
−
3.372.2.104.10 7

3.372.2.104.2.10 7
⇒ f 2 ' = 0,078[mm]
⇒ f2 '=

b: Góc xoay của trục :
- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOZ:
( Ra + Pa 2 ).b1 .(2.a1 + 3.b1 ) Q1 .r01 .(a1 + 3.b1 )
−
6 EJ
3EJ
(6816 + 7729).30.(90 + 448)
7909.314
⇒γ =
−
6
1
6.2.214.10
3.2.214.10 6
⇒ γ = 0,0049[rad ]

γ

1

=

1

- Trục sơ cấp trong mặt phẳng XOY:
( Pa + Pr 2 ).b1 .( 2.a1 + 3.b1 ) Q1 .r01 .( a1 + 3.b1 )

−
6 EJ
3EJ
(6793 + 19246).30.(90 + 448)
7909.314
⇒γ =
−
6
1
6.2.214.10
3.2.214.10 6
⇒ γ = 0,0075[ rad ]

γ

1

'=

1

- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOZ:

γ

2

=

R3 .b3 .a3 .(b3 − a3 ) Q3 .(a 32 − b3 .a3 + b32 )

−
3(a 3 + b3 ) EJ
3( a3 + b3 ) EJ

7517.224.145.82
8157,3.38721
−
7
2
3.372.2.214.10
3.372.2.214.10 7
⇒ γ = 0,0046[ rad ]
⇒γ =
2

- Trục thứ cấp trong mặt phẳng XOY:

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

γ

2

'=

16

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

P3 .b3 .a3 .(b3 − a3 ) Q3 .(a32 − b3 .a3 + b32 )
−
3( a3 + b3 ) EJ
3(a3 + b3 ) EJ
18793.224.145.82
8157,3.38721
−
7
3.372.2.214.10
3.372.2.214.10 7
' = 0,0082[rad ]

⇒ γ '=
2

⇒γ

2

Góc xoay tổng cộng :

γ

∑

=

γ +γ
2

2

2

2

' = 0,0094 < 0,01[rad ]

CHƯƠNG IV:
TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ CHỌN Ổ LĂN
Chế độ tải trọng trong tính toán ổ lăn :

M

tb

= α . M e max

với α : Hệ số sử dụng mômen xoắn.
α = 0,96 − 0,136.10 −2.N r + 0,41.10 6.N r2
N
2.65.736,42
N r = e max =
= 12,2[kW / T ]
m
16.1000

⇒ α = 0,94

Từ đó ta có :

M

tb

= 0,94.9,6 = 9,024[ kG.m]

Tính toán khả năng làm việc của ổ :
Ta có : C = Rtd .K1 .K d .K t .(nt .ht ) 0,3
Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

17

. K1 : Hệ số tính đến vòng nào của ổ bi quay _ K1 =1,35
. K d : Hệ số tính đến tảI trọng động K d =1,5
. K t : Hệ số tính đến ảnh hưởng của chế độ nhiệt _ K t =1
V .i .i

tb h 0
. nt : Số vòng quay tính toán _ nt = 0,377.r

bx

Lấy

v

tb

= 35[km / h] ⇒ nt = 1456,2[v / p ]

. ht : Thời gian làm việc của ổ lăn :

h

α
α
n
n

1

t

=

S 160000
=
= 4571,42[h]
Vtb
35

= 0,1 / 0,01;α 2 = 1 / 0,2;α 3 = 3 / 1,4;α 4 = 10 / 7,8

= 80 / 87,3
5

-

1

= 16018[v / p], n2 = 36890[v / p]; n3 = 70382[v / p]

4

= 24270[v / p]; n5 = 127658[v / p ]

n
n
β = 0,65; β = 1,51; β
β = 1 β = 5,26

-Hệ số vòng quay : β i =
1

4

i

t

2

3

= 2,89

5

-Lực tác dụng tương đương :
.Trục sơ cấp : Rtd = 17,7[ N ]
.Trục thứ cấp : Rtd = 16,95[ N ]
.Trục trung gian : Rtd = 8,65[ N ]
-Ta có hệ số làm việc C
. Trục sơ cấp: C = 3655
.Trục thứ cấp : C = 3502
.Trục trung gian : C = 1786
Chọn ổ lăn :
Đối với ổ bi cầu và ổ thanh lăn ,ta căn cứ vào hệ số C đã xác định rồi
tra theo sổ tay sẽ chọn được ổ bi tương ứng
Vật liệu chế tạo các chi tiết trong hộp số
1: Vật liệu chế tạo bánh răng:
Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

18

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

-Thép 35XMA với bánh răng chịu tải trọng nhỏ, độ cứng có thể đạt 55
HRC
-Thép 18XTT với bánh răng chịu tải trọng lớn ; độ cứng có thể đạt 64
HRC
2: Vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cao tần với độ sâu 1,5 – 5 [mm]
3: Vật liệu chế tạo vỏ hộp số :
- Gang C γ .21-40 và C γ .24-44

KẾT LUẬN:
Đồ án này đã hoàn thành được các nhiệm vụ tính toán và thiết kế đề ra
dựa trên các thông số của đề bài.
Giải quyết được mục đích chính của Đồ án TKMH là thiết kế hộp số
trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hộp số có
kết cấu và tính công nghệ phù hợp. Nghĩa là vừa đảm bảo được những yêu cầu
cần thiết của hộp số, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo được tính
tối ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế
tạo.
Bên cạnh quá trình tính toán đồ án TKMH còn đưa ra các bản vẽ nhằm
minh họa một cách sinh động cho quá trình thiết kế và tính toán hộp số.
Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

19

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

Tuy nhiên với khả năng còn hạn chế và do thời gian không cho phép, Đồ
án TKMH này không thể tránh khỏi hạn chế và thiếu sót. Vậy một lần nữa em
kính mong sự đóng góp của thầy cô và bạn bè, nhằm giúp cho Đồ án hoàn
thiện hơn.
Hà Nội, ngày 24 tháng 2 năm 2013
Sinh viên thực hiện.

TÀI LIỆU THAM KHẢO
1-Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán ôtô-máy kéo(tập 1).
Nguyễn Hữu Hường(Chủ biên) ,Phạm Xuân Mai-Ngô Xuân Ngát.
2-Thiết kế và tính toán ôtô -máy kéo(tập 1). Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình
Kiên.
3-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập1-2). PGS.TS.Trịnh Chất-TS.Lê
Văn Uyển.
4-Chi tiết máy(tập 1-2). Nguyễn Trọng Hiệp.
5-Lý thuyết ôtô- máy kéo.
6-Kết cấu và tính toán ô tô -Ngô Hắc Hùng. NXB Giao Thông Vận Tải.

Sinh viên :

Lớp : ô tô K14b-TX


TKMH Kết cấu và tính toán ô tô

Sinh viên :

20

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Bang

Lớp : ô tô K14b-TX