thiết kế môn học kết cấu tính toán ô tô

TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung
Lời nói đầu

Trong quá trình phát triển của nền kinh tế xã hội của nước ta hiện nay với
chủ trương “Công nghiệp hóa – hiện đại hóa” , nền công nghiệp ô tô là một nền
kinh tế mũi nhọn đang được nhà nước quan tâm, và tạo điều kiện phát triển.
Cùng với sự phát triển nhanh chóng của nền khoa học kĩ thuật nói chung , và
ngành công nghiệp ô tô cũng phát triển mạnh mẽ và hoàn thiện dần cả về hình
dáng lẫn kết cấu, tính công nghệ. Nhiều cụm, nhiều bộ phận, chi tiết của ô tô đã
được cải tiến, thay thế bằng các vật liệu mới nhẹ và bền hơn đáp ứng nhu cầu
ngày càng cao của con người và các ngành kinh tế khác.
Trong đề tài của mình, em được giao đi sâu vào tìm hiểu, thiết kế truyền lực
chính vi sai. Chức năng chủ yếu của truyền lực chính là đảm nhận một phần tỷ
số truyền của HTTL, với công dụng truyền, biến đổi (giảm tốc) chuyển động
quay từ hộp số đến các bánh xe chủ động. Còn chức năng của vi sai là nhằm
đảm bảo các bánh xe chủ động có thể quay với các tốc độ khác nhau, truyền và
phân phối mô men từ truyền lực chính đến các bánh xe. Nhờ có vi sai mà khi ô
tô quay vòng có thể chuyển động một cách mềm mại, tránh hiện tượng tuần
hoàn công suất… Truyền lực chính và vi sai có nhiều loại, mỗi loại có những ưu
nhược điểm riêng và kết cấu của nó tương đối phức tạp. Việc tính toán là rất khó
khăn, nhưng được sự hướng dẫn tận tình của Nguyễn Văn Bang và các thầy cô
trong bộ môn cơ khí ô tô, thuộc khoa cơ khí trường đại học Giao Thông Vận
Tải đã giúp đỡ em rất nhiều để có thể hoàn thành được thiết kế này. Song do
trình độ có hạn nên bản thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót, em rất mong
được sự chỉ bảo của các thầy cô.
Em chân thành gửi lời cảm ơn đến các thầy cô.
Sinh viên
Tran dang khoa
SVTH: tran dang khoa

-1-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

A.
1.1.

GVHD:.TS truong manh hung

GIỚI THIỆU PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Các thông số đã cho
Phương án 3
Loại ô tô

Con

Loại động cơ

Xăng
632
713

( )

8,9/3400
60/5600

3,75 ; 2,30 ; 1,49 ; 1,00 ; 4,30

Bánh xe

6,15 – 13

Loại thuyền lực chính

Đơn Hypoit

Phương án thiết kế:

1.2.

Phương án được giao là truyền lực chính đơn Hypoit
a.

Ưu điểm:
Đường tâm các trục chủ động và bị động đặt lệch nhau một khoảng E, nên

tỉ số truyền và hệ số trùng khớp lớn hơn so với các cặp bánh răng côn khác
cùng kích thước. Đặc điểm này cho phép lựa chọn vị trí tối ưu của cầu xe với
Cácđăng nhằm hạ thấp chiều cao trọng tâm của ô tô, song vẫn giữ được
khoảng sáng gầm xe yêu cầu (so với sử dụng các cặp bánh răng cô khác).
b.

Nhược điểm:

SVTH: tran dang khoa

-2-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

Bộ truyền hypoit chế tạo phức tạp, đòi hỏi độ chính xác lắp ghép cao, đặc
biệt là xuất hiện sự trượt lớn dọc theo bề mặt răng trong vùng ăn khớp và đòi
hỏi phải dùng dầu bôi trơn đặc biệt (dầu Hypoit)
Tuy vậy, do hạnh chế được tối đa độ ồn ở tốc độ cao nên cặp bộ truyền
hypoit được sử dụng ngày càng phổ biến trên ô tô hiện nay.
B.

PHÂN TÍCH KẾT CẤU TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI:

2.1. Truyền lực chính :
a. Công dụng
Bộ truyền lực chính đảm nhận một phần tỷ số truyền của HTTL với công dụng
truyền, biến đổi chuyển động quay từ hộp số đến các bánh xe chủ động.
Trên các ô tô có động cơ đặt dọc, truyền lực chính còn có công dụng đổi phương
quay trước khi truyền đến các bánh xe chủ động . Truyền lực chính trên các xe
tải lớn hoặc các xe chuyên dùng để thay đổi tỷ số truyền của HTTL.
Tỷ số truyền io của truyền lực chính được xác định nhờ tỷ số (n 1/n2) giữa số vòng
quay của bánh răng chủ động (n1) với bánh răng bị động của truyền lực chính
(n2) . Tỷ số truyền io thường có giá trị cố định và nằm trong khoảng 3 đến 12
( một số ô tô chuyên dung có thể lớn hơn ).
b.

Phân loại:

 Loại bánh răng nón răng thẳng
Loại này được ứng dụng phổ biến trên ôtô tải và trên ôtô buýt. . .Thong
thường cặp bánh răng được bố trí dưới một góc 90, nhiều lúc nó được bố trí
dưới một góc khác 90.
Loại này có nhược điểm là số răng nếu lấy ít hơn (8 - 9) răng thì bị cắt chân
răng,vì vậy muốn có tỉ số truyền lớn thì phải có kích thước của bánh răng bị
SVTH: tran dang khoa

-3-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

động lớn ,nó làm cho kích thước cầu sau tăng lên làm cho tính năng thông qua
giảm.Mặt khác khi truyền động ở tốc độ cao thường gây ồn.
 Loại bánh răng nón răng xoắn
Loại bánh răng nón răng xoắn thì số răng của bánh răng bị động có thể lấy
từ (6 - 7) răng ,nhưng vẫn đảm bảo được điều kiện ăn khớp và điều kiện
bền.Nhờ đó mà tăng được tỉ số truyền và giảm được kích thước của bộ
tryuền.Đồng thời TLC răng nón răng xoắn làm việc êm dịu ngay cả khi tốc độ
cao,vì vậy nó thường dùng cho động cơ cao tốc.Ngoài ra nó còn được chế tạo
đơn giản, vì nó có thể gia công trên máy cắt răng có công suất cao,nhưng nó
không đòi hỏi độ chính xác cao lắm.Nhược điểm của loại bộ truyền này khi

truyền động thường sinh ra lực dọc trục lớn hướng của nó phụ thuộc vào chiều
quay của trục chủ động
 Truyền động hypôit
Truyền động Hypôit được sử dụng rộng rãi ở các loại xe tải có công suất
vừa và nhỏ , Loại này có những ưu và nhược điểm sau :
- Ưu điểm :
+Dịch được trục của bánh răng bị động lên hoặc xuống,so với bánh răng bị
động một khoảng E = (0,125 - 0,2)D 2 (D2 là đường kính ngòi của bánh răng bị
động).Nhờ đó mà hạ thấp được trọng tâm của xe,làm tăng độ ổn định nên tăng
được tốc độ cho phép của xe.
+ So với loại truyền động bằng bánh răng nón ,khi có cùng tỉ số truyền và
công suất truyền như nhau, thì đường kính trục của bánh răng chủ động lớn hơn
khoảng (20 - 25)%.Do đó độ cứng vững của truyền động hypôit sẽ lớn hơn,đồng
thời nó truyền động bằng cặp bánh răng côn xoắn nên khi làm việc sẽ êm dịu
hơn.
+ Do có bề mặt tiếp xúc lớn nên áp lực tổng hợp giảm ,làm tăng độ bền làm
việc của răng.
SVTH: tran dang khoa

-4-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

- Nhược điểm :
Vd = V .

Sin ( β 1 − β 2 )
Cosβ 2

+ Do có sự trượt tương đối theo cả chiều dài mặt

cạnh của răng, nên muốn giảm độ mài mòn thì phải sử dụng loại dầu bôi trơn
đặc biệt.Vận tốc trượt dài được tính theo công thức:
+ Truyền động Hipoit đòi hỏi phải lắp đặt chính xác và bánh răng chủ động
phải có điểm tựa vững chắc.
 Truyền động trục vít:
Sử dụng truyền động loại trục vít đòi hỏi tỉ số truyền lớn,kích thước bộ
truyền bé loại nay có những ưu và những nhược điểm sau :
- Ưu điểm:
+ làm việc êm dịu ,có kích thước bé nhưng truyền được tỉ số truyền lớn.
+ Cho phép đặt vi sai ngay chính giữa cầu sau,do đó nó có kết cầu đối xứng
nên thuận tiện cho việc tháo lắp.
+ Trong ôtô có ba cầu chủ động thì nó có khả năng truyền mômen lên cả
hai cầu mà chỉ qua một trục.
+ Khi đặt trục vít dưới bánh vít thì có thể hạ thấp được ttọng tâm của xe.
- Nhược điểm :
+ có hiệu suất truyền thấp ,đòi hỏi độ chính xác lắp ráp cao.Nếu độ chính
xác lắp ráp càng thấp thì nó làm cho hiệu suất truyền càng thấp và trục vít càng
chóng mòn.
+ Chế tạo cặp bánh vít - trục vít khó khăn phức tạp.
+ Nếu đặt trụcvít dưới bánh vít thì sẽ làm giảm khoảng sáng gầm xe ,và
làm tăng góc lệch của trục các đăng. Nhưng nếu đặt phía trên thì làm khó khăn
cho công tác bôi trơn.
SVTH: tran dang khoa

-5-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

C. THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH - VI SAI
Phần I : Xác định các thong số cơ bản của truyền lực chính – vi sai
I.

Truyền lực chính:

1.Chọn chế độ tải trọng tính toán.
1.1.Mômen từ động cơ xuống :
Mđc = Memax.iihs.ηtl
Trong đó :
+ Memax : Là mômen lớn nhất của động cơ : Memax = 8,9 (KG.m).
+ iihs : Là tỉ số truyền của hộp số tại tay số I : iihs = 3,75.
+ ηtl : Hiệu suất truyền của hệ thống truyền lực ,tính từ động cơ đến bánh
răng côn chủ động : ηtl = ηlh . ηhs . ηcđ = 0,96 . 0,96 . 0,98 = 0,90
Vậy :

Mđc = 8,9 . 3,75 . 0,9 = 30,0375

(KG.m)

Mô men truyền từ mặt đường lên bộ truyền lực chính :

I.2.

M md =

ϕ .Gb .rbx
i0 .ηtl

Trong đó : + ϕ :Là hệ số bám của bánh xe chủ động : ϕ

= 0,8
+ Gb = 713

(KG). Là trọng lượng bám của cầu chủ động.

+ i0 : ỉt số truyền của TLC : i0 = 4,30.
+ rbx :bán kính bánh xe : rbx = 25,4 ( 6,15+ 13/2) = 321,31 (mm)
+ ηtl : Hiệu suất của hệ thống truyền lực truyền từ bánh xe chủ
động lên TLC : ηtl = 0,95
Vậy:
SVTH: tran dang khoa

-6-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

So sánh hai giá trị trên ta lấy mômen có giá trị nhỏ hơn để tính toán.
2. Tính toán các thông số hình học của bộ truyền lực chính.
2.1.

Xác định số của mỗi bánh răng trong truyền lực chính.

Với bộ truyền bánh răng nón hypốit - đơn có tỉ số truyền i 0= 4,30 .Theo kinh
nghiệm ta chọn số răng của bánh răng chủ động trong bảng (6-2T99.KCTT):
Z1 = 9.
Vậy số răng của cặp bánh răng bị động Z2 :
Z2 = i0 .Z1 = 4,30.9 = 38,7. Chọn Z2=39
Kiểm tra lại tỉ số truyền:
[( i0 - Z2/ Z1 )/ i0 ] .100 % = [ (4,30 - 39/ 9)/ 4,30].100% = 0,78%
2.2.

Xác định đường sinh của bánh răng côn theo công thức thực nghiệm
ta có:

2.3.

Xác định sơ bộ môđun của răng :

Theo tiêu chuẩn ta chọn ms = 2,5 (mm).
2.4.

Xác định bán kính trung bình của các bánh răng :

Mặt khác r2 = E/ KE

⇒ KE = E/r2

Trong đó : E : Là khoảng cách dịch chuyển trục của bánh răng chủ động so với
bánh răng bị động :
E = 0,2.D2= 0,2.2.48,75=19,5 (mm)
Chọn
E = 20 (mm).
SVTH: tran dang khoa

-7-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô
Vậy

GVHD:.TS truong manh hung

KE = 20/48,75 = 0,41.

Bán kính trung bình của bánh răng chủ động:
r1 = r2.k .Z1/Z2 = 48,75 . 1,3 . 9/39 = 14,625 (mm)
2.5.

Góc côn ban đầu của bánh răng bị động .

Trong đó : δ Là góc truyền giữa hai bánh răng δ = 900

2.6.

Góc giữa đường pháp tuyến chung với hai trục của bánh răng bị
động.

- Tính gần đúng:

-Tính chính xác :

2.7.

Góc giữa đường trung bình khi thiết kế của trục bánh răng bị động.

2.8.

Góc côn ban đầu của bánh răng côn chủ động.

→
2.9.

Chiều dài đường sinh hình côn ban đầu của bánh răng chủ động.

SVTH: tran dang khoa

-8-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

2.10. Chiều dài đường sinh hình côn ban đầu của bánh răng bị động.

2.11. Kiểm tra hệ số tăng kích thước.

Sai lệch với chọn ban đầu chỉ 1% nên ta chọn k = 1,3.
2.12. Hiệu số góc xoắn giữa góc côn của bánh răng chủ động và bánh răng
bị động

2.13. Góc xoắn của răng trên bánh răng bị động.

2.14. Góc xoắn của răng trên bánh răng chủ động.

2.15. Môđun pháp tuyến tại điểm gần giữa răng.
(mm)
2.16. Khoảng cách của mặt phẳng trung bình của đường kính bánh bị động
với trục.

2.17. Khoảng cách của mặt phẳng trung bình của đường kính bánh chủ
động với trục.
SVTH: tran dang khoa

-9-

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

2.18. Hệ số ăn khớp không đối xứng.

3. Tính toán những thông số hình học của bánh răng hypốit.
3.1.

Hệ số chiều cao châncủa bánh răng bị động.
fđ2 = 0,8(1- ξ)

Trong đó : ξ là hệ số điều chỉnh trong tiết diện pháp tuyến đối với truyền
lực chính loại đơn ξ=0,5-0,6 chọn ξ=0,6

⇒ f d 2 = 0,8(1 − 0, 6) = 0,32
3.2.

Hệ số chiều cao chân răng của bánh răng bị động.

fc2 = 0,8(2,25 - fđ2) = 0,8(2,25 - 0,32) = 1,544
3.3.

Chiều rộng vùng răng ở tiết diện trung bình của bánh răng bị động.

π

Stb 2 =  + 2.ξ .tgα n ÷.mn
2


- Với

αn

là góc ăn khớp tiết diện pháp tuyến, trong ô tô con đẻ tăng chiều dài

ăn khớp và tăng độ êm dịu khi lằm việc thì

3.4.

α n = 16o ,14o ,17o 30

chọn

α n = 16o

Góc chân răng của bánh bị động.

Trong đó :
SVTH: tran dang khoa

- 10 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

Trong đó L 2 Là đường sinh của mặt nón bánh răng bị động.

3.5.

Góc đầu răng của bánh răng bị động.

3.6.

Góc côn trong của bánh răng bị động.

3.7.

Góc côn ngoài của bánh răng bị động.

3.8.

Góc côn phụ của bánh răng bị động.

3.9.

Chiều rộng răng của bánh bị động.
b2 ≤ 0,35.L2 = 0,35.50,25 = 17,588

(mm).

3.10. Chiều dài tạo bởi hình côn ngoài và côn trong của bánh răng bị động:
+

Li2 = L2 - 0,5.b2 = 50,25 - 0,5.17,588 = 41,456

(mm)

+ Le2 = L2 + 0,5.b2 = 50,25 + 0,5.17,588 = 59,044

(mm)

3.11. Chiều cao chân răng và đầu răng của bánh răng bị động tại điểm
giữa của răng.
+

h'c2 = mn .fc2 = 2,33 . 1,544 = 3,598

(mm)

+

h'd2 = mn .fd2 = 2,33.0,32 = 0,7456

(mm)

3.12. Chiều cao chân răng và đầu răng của bánh răng bị động theo đường
kính ngoài.
+ hc2 = h'c2 + 0,5.b2.tgγ2 = 3,598 + 0,5.17,588.tg7,3750 = 4,74 (mm)
+ hd2 = h'd2 + 0,5.b2.tg∆2 = 0,7456 + 0,5.17,588.tg1,530 = 0,98 (mm)
3.13. Đường kính ngoài của bánh răng bị động.
SVTH: tran dang khoa

- 11 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50

TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

De2 = 2.(Le2.sinϕ2 + hd2cosϕ2) = 2.(59,044.sin75,960 + 0,98cos75,960)
= 115,04 (mm)
3.14. Khoảng cách mặt đầu đến đường kính trung bình của nó .
Giá trị của nó chọn theo kết cấu E2 = 22,45

(mm).

3.15. Khoảng cách đỉnh răng của bánh răng bị ở đường kính ngoài từ mặt
đầu cơ sở của nó.
B'2 = E2 - 0,5.b2cosϕ2 + hd2.sinϕ2
= 22,45 - 0,5.17,588.cos75,960 + 0,98.sin75,960
= 21,27 (mm).
3.16. Chiều rộng của bánh răng bị động.
B2 = E2 + 0,5.b2cosϕ2 + hd2.sinϕ2 Li2/Le2.
= 22,45 + 0,5.17,588.cos75,960 + (0,98.sin75,960 .41,456)/59,044
= 25,25 (mm).
3.17. Chiều dài của răng trên bánh răng chủ động dọc theo đường sinh.

Chọn b1 = 22 (mm).
3.18. Chiều cao chân răng và đầu răng của bánh chủ động tính tại điểm
giữa.
+

h'c1 = h'd2 + 0,25.mn = 0,7456 + 0,25.2,33 = 1,328 (mm)

+

h'd1 = h'c2 - 0,25.mn = 3,598 - 0,25.2,33 = 3,016 (mm)

3.19. Góc chân răng của bánh chủ động.

SVTH: tran dang khoa

- 12 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

3.20. Góc đầu răng của bánh chủ động.

3.21. Chiều cao chân răng và đầu răng chủ động ở đường kính ngoài.
+

hc1 = hc1' + 0,5.tgγ1 .b1 = 1,328 + 0,5.tg1,4o.22 = 2,097 (mm)

+

hd1 = hd1' + 0,5.tg∆1.b1 = 3,016 + 0,5.tg6,790.22 = 4,32 (mm)

3.22. Góc côn trong của bánh răng chủ động.
ϕi1 = ϕ1 - γ1 = 12,9590 – 1,40 = 11,5590.
3.23. Góc côn ngoài của bánh răng chủ động.

ϕe1 = ϕ1 + γ1 = 12,9590 + 1,40 = 14,3590.
3.24. Góc côn phụ của bánh răng chủ động.
ϕ∂1 = 900 - ϕ1 = 900 – 12,9590 = 77,40
3.25. Đường kính ngoài của bánh răng chủ động.

3.26. Khoảng cách mặt đầu cơ sở của bánh răng chủ động tính từ đường
kính trung bình của nó.
Chọn theo kết cấu : E1 = 22,45

(mm).

3.27. Khoảng cách đỉnh răng của bánh răng chủ động tính từ đường kính
ngoài của mặt đầu cơ sở.

3.28. Bề rộng của bánh răng chủ động.
SVTH: tran dang khoa

- 13 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

3.29. Khoảng cách đỉnh của vòng côn ban đầu bánh bị động theo mặt đầu
cơ sở của nó.

3.30. Khoảng cách đỉnh của vòng côn ban đầu bánh chủ động theo mặt

đầu cơ sở của nó.

3.31. Khoảng cách mặt đầu cơ sở của bánh răng bị động theo trục của
răng.
A2 = C2 + E2 =14,56 +22,45= 37,01 (mm).
3.32. Khoảng cách mặt đầu cơ sở của bánh răng chủ động theo trục của
răng.
A1 = C1 + E1 = 45,06 + 22,45 = 67,51 (mm).
3.33. Khoảng cách đỉnh của hình côn ban đầu của bánh bị động tính từ
tâm trục của bánh răng.
∆A = A2 - A'2 = 37,01 – 34,64 = 2,37 (mm).
3.34. Chiều dày răng tại tiết diện trung bình đối với thước đo răng.
+ Đối với bánh răng bị động:

Trong đó : Ch Là hệ số phụ thuộc kết cấu .
Do mn = 2,33 nên chọn Ch = 0,05
Vậy

Sđ1 = 4,462.cos160 - 0,05 = 4,24 (mm).

+ Bánh răng bị động .
Sđ2 = π .mn - Stb2 = 3,14.2,33 – 4,462 = 2,85(mm).
SVTH: tran dang khoa

- 14 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

3.35. Chiều cao răng , thước đo răng .
+ Bánh chủ động .
Hd1 = h'd1 - 0,5.tgαn.Sd1 = 3,016 - 0,5.tg160.4,24 = 2,4

(mm).

+Bánh bị động.
Hd2 = h'd2 = 0,7456 (mm)
II. Vi sai:
Tính sơ bộ L, Z1, Z2,ms

1.

- Đối với bánh răng côn trong cụm visai:

- Số lượng bánh răng hành tinh q=4; tỉ số truyền i=1,5
ms = 5

- Ta có L=50(mm);
Z1 =

L
0,5.ms . 1 + i 2

=

tra theo hình I-3 và bảng I-1

50
0,5.5. 1 + 1,52

= 11

Z 2 = i.Z1 = 1,5.14 = 16
=> D1 = ms .Z1 = 5.11 = 55; D2 = ms .Z 2 = 5.16 = 80(mm)
i=

Z 2 16
=
= 1, 45
Z1 11

=> Sai số 3%<5%
- Góc ăn khớp:
2.

α = 22o 30'

Chọn góc ăn khớp:

SVTH: tran dang khoa

=>

Z2

và

Z1

thỏa mãn

Z1 > Z min = 10 Z 2 > Z 2min = 16

α = 20o

- 15 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung
b = ϕ L .L = (0, 25 − 0,35).L = (12,5 − 17,5)

3.

Chọn chiều rộng vành răng:

4.

b=16(mm)
Chọn hệ số chiều cao răng và khe hở hướng kính:

+) Hệ số chiều cao răng:
+) Khe hở hướng kính:

5.

f 0 = 1, 0

Cn' = 0,188

Chọn hệ số dịch chỉnh chiều cao

=> Tra bảng

ξS

τ

và hệ số dịch chỉnh tiếp tuyến :

ξ S = 0,38;τ 2 = −τ 1 = 0,1

6.

Chọn cấp chính xác: cấp 8

7.

Góc xoắn ở giữa vành răng:
ϕ1 = 34o30'

δ = 90o => ϕ2 = 90o − 34030' = 55o 30'

Góc côn chia:

9.

Hệ số dịch chỉnh chiều cao ở tiết diện đầu răng:

10.

Số răng của bánh răng phẳng:

11.

Chiều dài đường sinh hình côn chia:

12.

Chiều cao làm việc của răng:
Khe hở hướng kính:

với

β =0

8.

13.

chọn

ξ S = ±0,38

Z c = Z 2 / sin ϕ2 = 16 / 0,8211 = 19, 462
L = Z c .ms / 2 = 48, 656(mm)

h1 = 2. f o .ms = 10, 00

cs' = cn' .ms = 0,94

.

h = h1 + c = 10,94(mm)

14.
15.

Chiều cao toàn bộ răng:
Đường kính vòng tròn chia:

'
s

d1 = ms .Z1 = 5.11 = 55( mm)
d 2 = ms .Z 2 = 5.16 = 80( mm)
16.

Chiều cao đầu răng:

SVTH: tran dang khoa

- 16 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

h1' = ms ( f o + ξ s ) = 6,9(mm)
h2' = h1 − h1' = 3,1(mm)
17.

Chiều cao chân răng:

h1" = h − h1' = 4, 04(mm)
h2" = h − h2' = 7,84(mm)
18.

Góc chân răng:

h1"
γ 1 = arctg = 4o 44'
L
h2"
γ 2 = arctg = 9o9'
L
19.

Góc côn ngoài:

ϕe1 = ϕ1 + γ 2 = 44o39'
ϕe 2 = ϕ2 + γ 1 = 60o14'
20.

Góc côn trong:

ϕi1 = ϕ1 − γ 1 = 24o 46'
ϕi 2 = ϕ 2 − γ 2 = 41o 21'
21.

Đường kính đỉnh răng:

De1 = d1 + 2.h1' .cosϕ1 = 66,37(mm)
De 2 = d 2 + 2.h2' .cosϕ2 = 83,5( mm)
22.

Khoảng cách từ đỉnh đến mép ngoài của vành răng:

SVTH: tran dang khoa

- 17 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô
H1 =

d1
− h1.sin ϕ1 = 36, 4( mm)

2.tgϕ1

H2 =

d2
− h2 .sin ϕ 2 = 25,15( mm)
2.tgϕ2

GVHD:.TS truong manh hung

Phần II: Tính toán bền.
1. Xác định lực tác dụng lên bánh răng .
Để xác định được phương của các thành phần lực tác dụng,thì ta phải chọn
chiều xoắn của răng và chiều quay của trục ,cách bố trí truyền lực chính.Ngoài
ra trong truyền động loại Hypôit hướng xoắn của răng còn phụ thuộc vào hướng
dịch trục của bánh bị động lên phía trên hay phía dươí đường tâm của bánh bị
động.Đối với xe có công suất vừa và lớn thì đảm bảo khoảng sáng gầm xe,thì
người ta thường bố trí trục của bánh răng bị động lên phía trên.Như vậy ta có
hướng xoắn của răng là hướng xoắn phải(Nếu nhìn từ đáy lớn thì răng đi càng
xa về phía tay trái).
* Tính lực tác dụng lên bánh răng:

Q

P
R

R

- Đối với bánh răng chủ động :

+Lực vòng : P1 = Me max .ih 1 .ηtl / rt b = 8,9 . 3,75. 0,9 . 1000 / 14,625
P1 = 2053,85(KG)
SVTH: tran dang khoa

- 18 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô
+Lực

dọc

GVHD:.TS truong manh hung
trục

:

+Lực hướng kính :

- Đôi với bánh răng bị động:
+Lực vòng :

+Lực dọc trục :

+ Lực hướng kính :

2. Tính toán bền của bánh răng theo sức bền uốn và tiếp xúc.
2.1. Tính theo sức bền uốn :

Trong đó :
+ y : Là hệ số dạng răng tuỳ thuộc vào số lượng răng quy đổi.

Vậy hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động có giá trị như sau:
SVTH: tran dang khoa

- 19 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

Tra theo bảng 42-T67 ta có : + y1 = 0,339
+ y2 = 0,352
+ts : Bước răng mặt bên tính từ đáy lớn của hình côn chia

.

tsi = ( π.Dei )/Zi ⇒ ts1 = (3,14.42,6)/9 = 14,86(mm)
ts2 = (3,14.115,04)/39 = 9,26 (mm)
+ ri : Bán kính hình côn chia tính từ mặt đáy lớn của hình côn chia.
r1 = 14,625 (mm)
r2 =48,75 (mm)
+ b : Chiều dài răng theo đường sinh của hình côn .
b1 = 22 (mm)
b2 = 17,588 (mm)

+kđ : Hệ số tải trọng động được chọn theo kinh nghiệm, nó có giá trị
nằm trong khoảng

kđ = (1 - 1,5) .Chọn kđ = 1

Vậy giá trị của ứng suất của hai bánh răng là :

Do bánh răng côn xoắn của truyền lực chính được chế tạo từ thép ít các bon
hoặc thép hợp kim các bon trung bình ,nên ứng suất cho phép nằm trong khoảng
:
[σu] = (700 ÷ 800)
SVTH: tran dang khoa

(KG/ mm2)
- 20 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô
[σtx] = 1000

GVHD:.TS truong manh hung

(KG/ mm2)

So sánh với hai giá trị tính toán trên nó thoả mãn điều kiện bền uốn của răng.

σ tx = 0,418.

P.E
1
1
(
+
)
b. sin α . cos α rtd 1 rtd 2
2.2 Kiểm tra bền theo điều kiện bền

tiếp xúc.
Theo biểu thức :
Trong đó :
P=

Me
rtd

+P : Là lực vòng tính theo chế độ tải trọng trung bình.

+rtd :là bán kính tương đương của bánh răng chủ động và bánh răng bị động
giá trị của nó được tính như sau:

Vậy lực vòng trung bình được tính như sau :

+ E : Là môđun đàn hồi E = 2.106 daN/cm2

SVTH: tran dang khoa

- 21 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

Vậy ứng suất tiếp xúc của các bánh răng so với tiêu chuẩn

σtx1,σtx2 < [σtx]

Phần III - Tính trục :
d≥
-

Ta có công thức:

-

Trong đó:

[ σu ]

3

Mx
0,1.[ σ u ]

là ứng suất uốn cho phép

[ σ u ] = 35( N / mm2 )

=> Chọn d=25(mm) Tra bảng P2.11 sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí có B=15 mm
-

L'

là khoảng cách giữa các gỗi đỡ trục bánh răng nón nhỏ

L' = ( 2,5 − 3) d = 2,5d = 2,5.25 = 62,5( mm)
- Sau khi tính toán theo chi tiết máy ta có các kích thước sau: a=36; b=50;
c=24

SVTH: tran dang khoa

- 22 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

R

GVHD:.TS truong manh hung

R

BY

I
R

BX

36

AY

II

I

P1

R1

II

50

R

AX

Q1

24

MUY
25310
49292,5

MUX
MX
- Sau khi tính toán các phản lực tại gối đỡ A và B do lực P gây ra ta có:

d≥

- Tính đường kính trục tại hai tiếp diện bằng công thức:

- Trong đó:

[σ ]

là ứng suất cho phép

M td

3

M td
0,1[ σ ]

[ σ ] = 8( KG / mm 2 )

momen tương đương

SVTH: tran dang khoa

- 23 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô
-

GVHD:.TS truong manh hung

Tại tiết diên I-I ta có:

Chọn d=35 mm
-

Tại tiết diện II-II:

M td = M u2 + 0, 75M X2

2
2
M u = M UX
+ M UY

Chọn d=45 mm

Phần IV: Chọn ổ lăn.
- Chọn ổ lăn cho trục chủ động của truyền lực chính:
+ Trục có tốc độ vòng quay : (vòng/phút)

+ Đường kính ngõng trục tại 2 ổ lăn:
+ Phản lực tại các gối đỡ:
SVTH: tran dang khoa

- 24 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50


TKMH kết cấu và tính toán ô tô

GVHD:.TS truong manh hung

+ Lực chiều trục tác dụng lên bánh răng côn xoắn:
+ Nhiệt độ làm việc dưới

100o C

+ Do trục chịu lực dọc trục nên chọn ổ bi đũa côn

+ Với chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7307 có:d=35(mm); D=80(mm);D1=65,5
mm; d1=56,3 mm; B=21(mm); C1=18 mm; T=22,75(mm); r=2,5(mm); r1=0,8
(mm)
+) Với dII-II=45 mm

chọn ổ bi đũa côn có ký hiệu 7309 có: d=45(mm);

D=100(mm); D1=83,5 (mm) ; d1=70,5(mm); B=25(mm) ;C1=22(mm);
T=27,25(mm); r=2,5(mm); r1=0,8 (mm)
- Ta có sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng như sau:

SVTH: tran dang khoa

- 25 -

Lớp: Cơ khí ô tô - k50