Đề tài: Thiết kế hộp số 2 trục trên ô tô con

TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ
------------------------------------

THIẾT KẾ MÔN HỌC: THIẾT KẾ Ô TÔ
Đề tài: Thiết kế hộp số 2 trục trên ô tô con
Sinh viên thực hiện: La Văn Cương
Lớp: Cơ khí ô tô B - K52
Giảng viên hướng dẫn:
1.PGS.TS: Nguyễn Văn Bang
2.ThS. Nguyễn Hồng Quân
Hà Nội, tháng 11 năm 2014

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Lời Nói Đầu
Nền công nghiệp ô tô ngày một lớn mạnh đó cho ra đời nhiều mẫu xe có tính
năng kinh tế kỹ thuật tiên tiến. Đó chính là kết quả của sự phát triển nghành

khoa học động cơ đốt trong và ô tô sử dụng động cơ đốt trong. Ngược lại, thực
tiễn sản xuất của công nghiệp ô tô đó thỳc đẩy cho nghành khoa học này không
ngừng phát triển.
Cùng với các môn khoa học khác, “ Kết cấu và tính toán ô tô “ là một bộ phận
hợp thành khoa học nêu trên. Đó là môn học nghiên cứu phương án kết cấu,
động học và động lực học của các cơ cấu và chit iết chủ yếu của ô tô, trên cơ sở
đó xây dựng phương pháp tính toán độ bền phương pháp đánh giá hiệu quả công
tác và cuối cùng định ra các thông số cơ bản cho các sơ cấu và chi tiết nêu trên.
Bài thiết kế mụn học mụn “ Kết cấu và tớnh toán ô tô” là một bài thiết kế rất
quan trọng của sinh viên chuyên nghành cơ khí ô tô, Nó giúp cho sinh viên
chuyên nghành có được những cái nhỡn đầu tiên chuyên nghành của mỡnh, hiểu
thờm và ỏp dụng những kiến thức đó được học ở môn “ Kết cấu và tính toán ô
tô” đồng thời giúp cho sinh viên làm quen bước đầu với công việc thiết kế một
bộ phận, một hệ thông cụ thể trong kết cấu ô tô.
Được sự giúp đỡ của các thầy trong bộ môn cơ khí ô tô và đặc biệt là sự hướng
dẫn trực tiếp của thầy Nguyễn Quang Cường đó giỳp em hoàn thành thiết kế
này. Tuy nhiờn, trong quỏ trỡnh làm trong bài thiết kế khụng thể trỏnh khỏi
những thiếu sút rất mong được sự chỉ bảo của các thầy các cô cũng như sự góp ý
của các bạn để bản thiết kế của mỡnh được hoàn chỉnh hơn.

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường
Chương I. Tổng quan

I.

Cụng dụng, yờu cầu phõn loại hộp số.

1.

Cụng dụng của hộp số

Hộp số có 4 ông dụng chính như sau
-

Thay đổi tỉ số truyền của hệ, thay đổi momen và số vũng quay

của bỏnh xe chủ động theo xu hướng ngược nhau nhằm đảm bảo ô tô
có thể chuyển động với tính năng động lực và tính kinh tế nhiên liệu
tốt nhất trong khi điều kiện cản chuyển động và tải trọng chuyển chở
thay đổi trong phạm vi rộng.
-

Hộp số có tay số lùi thay đổi chiều chuyển động của ô tô và vậy

nâng cao tính cơ động.
-

Hộp số cú vị trớ trung gian vỡ thế cú thể tỏch lõu dài đọng cơ

với hệ thống truyền lực.
-

Là nơi thường dung để trích công suất dẫn động các bộ phận

công tác khác trên ô tô.
2.

Yờu cầu của hộp số
-

Có tỷ số truyền và số lượng tay số thích hợp , đảm bảo được

chất lượng dộng lực và có tính kinh tế nhiên liệu cần thiết cho ô tô
máy kéo.
-

Làm việc êm dịu ,chuyển số nhẹ nhàng thuận tiện , không va

đạp.
-

Có vị trí trung gian để có thể cắt lâu dài động cơ khỏiû hệ thống

truyền lực.
Kết cấu đơn giản , làm việc tin cậy , bền vững

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội

TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

3. Phõn loại hộp số
-

Theo phương pháp điều khiển chia ra các loại : điều khiển bằng

tay, điều khiển tự động và bán tự động .
-

Theo số cấp phõn ra cỏc loại:3,4,5 và nhiều cấp.

-

Theo sơ đồ động ,phân ra: Hộp số với các trục cố định và hộp số

hành tinh.
-

Theo số lượng phần tử điều khiển càn thiết để gài một số

truyền ,phân ra: một,hai,hay ba phần tử điều khiển .Số lượng phần tử
điều khiển lớ hơn một thường dùng trong hộp số nhiều cấp.
Theo số lượng dũng lực , phõn ra : một ,hai, hay ba dũng.Tăng số
lượng dũng lực làm phức tạp kết cấu . Tuy vậy cho phộp giảm tải trọng tỏc
dụng lờn cỏc bỏng răng,trục va ổ trục cũng nhue kích thước của chúng

Chương II. Tính toán thiết kế các kích thước của hộp số.

I.

Chọn sơ đồ động của hộp số và nguyên lí làm việc.

1. Với hộp số 5 cấp sơ đồ động có thể có các phương án sau.
a. Phương án 1 (Hình 9).
Hộp số 3 trục, có trục sơ cấp và thứ cấp đồng tâm, số truyền cuối là số
truyền thẳng, có các cặp bánh răng ở các số 2, 3, 4 luôn luôn ăn khớp với nhau.
Hộp số có hai bộ đồng tốc để gài số 2 và số 3, số 4 và số 5. Các bánh răng trên
trục trung gian lắp chặt và luôn quay. Việc gài số lùi bằng cách di trượt bánh
răng số 1 về phía sau. Kết cấu hộp số đơn giản, gọn nhẹ hơn các phương án
khác, dẫn động cũng đơn giản hơn.

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô
Số5

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường
Số 4

Số 3

Số 2 Số 1

Số lùi

Hình 9- Sơ đồ động của phương án 1
b. Phương án 2 (Hình 10).
Về cấu tạo cơ bản cũng giống phương án 1. Nhưng gài số lùi bằng cách di
trượt các bánh răng trên trục số lùi về phía trước cho ăn khớp với bánh răng chủ
động và bị động của số 1 (ở vị trí chưa ăn khớp). Do đó kết cấu hộp số tuy không
phức tạp, nhưng chiều dài hộp số sẽ tăng, đặc biệt dẫn động gài số sẽ khó khăn
vì phải tăng ống trượt và càng sang số.
Số 5 Số 4

Số 3 Số 2 Số 1

Số lùi

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường
Hình 10. Sơ đồ động của phương án 2

c. Phương án 3 (Hình 11)
Số 5

Số 4

Số 3

Số 2

Số 1

Số lùi

Hình 11. Sơ đồ động của phương án 3
Cấu tạo của hộp số về cơ bản cũng giống phương án 1 và phương án 2.
Nhưng có cặp bánh răng gài số lùi riêng (không tận dụng các bánh răng gài số
1), và gài số lùi bằng cách di trượt bánh răng đảo chiều quay về phía trước cho
ăn khớp với cặp bánh răng chủ động và bị động của số lùi (hai bánh răng này
được lắp chặt trên các trục). Do đó kết cấu hộp số rất phức tạp, chiều dài hộp số
sẽ tăng lớn, đặc biệt dẫn động gài số sẽ khó khăn vì phải tăng ống trượt và càng
sang số.
Kết luận:
Qua phân tích các phương án dẫn động trên ta thấy phương án 1 vẫn tối
ưu nhất: kết cấu đơn giản, cơ cấu dẫn động không quá phức tạp so với các
phương án khác, vẫn đảm bảo được các yêu cầu của hộp số. Vậy ta chọn sơ đồ
động ở phương án 1 cho hộp số thiết kế.
SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

2. Nguyên lí làm việc của hộp số.
Số 1: Đẩy tay số, làm cho
bánh răng của số 1 của trục thứ cấp
di chuyển về phía trước và ăn khớp
với bánh răng của số 1 của trục
trung gian. Mô men xoắn truyền từ
trục sơ cấp sang trục thứ cấp như
hình 12.a
Số 2: Đẩy tay số, làm cho bộ
đồng tốc của số 2 và 3 đi về phía
sau, các răng trong của bộ đồng tốc
ăn khớp với vành răng trên bánh
răng số 2(trên trục thứ cấp) và cố
định bánh răng số 2 này trên trục. Mô men xoắn truyền từ trục sơ cấp đến trục
thứ cấp như hình 12.b
Số 3: Đẩy tay số, làm bộ đồng
tốc của số 2 và 3 đi về phía trước, các
răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với
vành răng trên bánh răng số 3 (trên
trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 3
này trên trục. Mô men xoắn truyền từ
trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình
12.c
Số 4: Đẩy tay số, làm bộ đồng
tốc của số 4 và 5 di chuyển về phía

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

sau, các răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với vành răng của bánh răng số 4
(trên trục thứ cấp) và cố định bánh răng số 4 này trên trục. Mô men xoắn truyền
từ trục sơ cấp đến trục thứ cấp như hình 12.d
Số 5: Đẩy tay số, làm bộ đồng
tốc của số 4 và 5 đi về phía trước, các
răng trong của bộ đồng tốc ăn khớp với
những răng trong của bánh răng số 5
nằm trên trục sơ cấp, lúc đó trục sơ cấp
và trục thứ cấp nối tiếp với nhau (số
truyền thẳng). Trục trung gian không
tham gia vào quá trình truyền mô men xoắn (Hình 12.e).
Số lùi: Đẩy tay số, làm cho bánh răng số 1 (trên trục thứ cấp) dịch chuyển
về phía sau cho đến khi bánh răng
này ăn khớp với bánh răng số lùi. Mô
men xoắn từ trục sơ cấp truyền đến
trục trung gian, qua bánh răng phụ rồi
mới đến trục sơ cấp (Hình 12.g). Do
đó trục sơ cấp sẽ quay ngược chiều.

Hình 12. Nguyên lí làm việc của hộp
số

SV : Lương Hồng Nguyên

Lớp : cơ khí ôtô A-k50

a). Số 1;

b). Số 2;

c). Số 3

d). Số 4;

e). Số 5;

g). Số lùi

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

II.

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Xác định tỉ số truyền của các tay số.
Tỉ số truyền của các tay số trong hộp số ta đã xác định được trong quá

trình xác định số cấp số và tính toán các chỉ tiêu động lực học của xe. Với hộp số
5 cấp ta có các tỉ số truyền ứng với các tay số như sau:
+ Số 1: i1 = 7,44.

+ Số 4: i4 = 1,47.

+ Số 2: i2 = 4,10.

+ Số 5: i5 = 1,00.

+ Số 3: i3 = 2,29.
Tỉ số truyền của số lùi được chọn lớn hơn tỉ số truyền của số truyền một:
iL = (1,2 ÷1,3).i1 = 8,93 ÷ 9,67
Ta chọn iL =8,928.
III.

Tính toán các kích thước cơ bản của hộp số.

1. Tính sơ bộ khoảng cách giữa các trục: A
Vì hộp số ta thiết kế có trục cố định nên khoảng cách sơ bộ giữa các trục
A được tính theo công thức:
A = a.3 M

emax

Trong đó ta có:
- Mô men cực đại của động cơ Memax = 41.10=410 (N.m).
- a: Hệ số kinh nghiệm, với xe khách a = (17ữ19)
Thay số ta tính được: A = 126,29ữ 141,15(mm).
Suy ra ta chọn A= 130 mm.
2. Chọn mô đun của bánh răng:
Cặp bánh răng số 1 và số lùi có bánh răng di trượt chọn bánh răng trụ răng
SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

thẳng.
Cặp bánh răng số 2, 3, 4 và cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp chọn là bánh
răng trụ răng nghiêng.
Mô đun m của cặp bánh răng thẳng và m n của cặp bánh răng nghiêng được
chọn theo công thức kinh nghiệm sau :
m = (0,032 ữ 0,04) A = 4,16 ữ 5,2 mm
Theo dóy mụđun chuẩn chọn m = 5,0 mm ; mn = 4,5 mm
3. Xác định số răng của các bánh răng.
Ta chọn góc nghiêng của răng β = 300.
Số lượng răng Za của bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp
chọn theo điều kiện không cắt chân răng, nghĩa là: Z a ≥ 13. Ta chọn Za=15
(răng).
Số lượng răng Z a’ của bánh răng bị động của cặp bánh răng luôn luôn ăn
khớp được xác định theo công thức sau:
Z 'a =

2.A.cosβ
2.130.cos30
− Za =
− 15 = 35,04
mn
4,5

Ta chọn Za’ = 35 (răng). Do đó tỉ số i a của cặp bánh răng luôn luôn ăn
khớp là :
ia =

Z 'a

Za

=

35
= 2,33
15

Vậy tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở các số truyền khác nhau
của hộp số là:
i
i gn = n
ia

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Trong đó:
+ ign: Tỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài ở số truyền thứ n (n=1÷4), ta
không tính cho số 5 vì đây là tay số truyền thẳng.
+ in: tỉ số truyền của hộp số ở các số n.
Thay số lần lượt ta có :
i
7,44
= 1 =
= 3,19
g1 i
2,33
a

i

i
4,10
= 2 =
= 1,76
g2 i
2,33
a

i

i

i

i
2,29
= 3 =
= 1,28
g3 i
2,33
a
i
1,47
= 4 =
= 0,63
g4 i
2,33
a

Số răng của các cặp bánh răng dẫn động gài số khi khoảng cách trục A
không đổi được tính như sau:
Z

g1

2. A
2.130
=
= 12,41 .
m(1 + i ) 5(1 + 3,19)
g1

g1

=Z

g2

=

Z'
Z

=

.i = 12.3,19 = 38,28 .
g1 g1

Chọn Zg1’= 38

2. A. cos β
2.130. cos 30
=
= 18,13 .
m n (1 + i ) 4,5(1 + 1,76)
g2

Z' = Z .i = 18.1,76 = 31,68 .
g2
g2 g2

Z

g3

=

g4

=

2.A.cosβ
2.130.cos3 0
=
= 21,95 .
m n (1 + i ) 4,5(1 + 1,28)
g3

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Chọn Zg3 = 22
Chọn Zg3’=28

2.A.cosβ
2.130.cos3 0
=
= 30,69 .
m n (1 + i ) 4,5(1 + 0,63)
g4

Z' = Z .i = 31.0,63 = 19,53 .
g4
g4 g4

Chọn Zg2 = 18
Chọn Zg2’= 32

Z' = Z .i = 22.1,28 =28,16.
g3
g3 g3
Z

Chọn Zg1 = 12

Chọn Zg4 = 31
Chọn Zg4’= 19

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

+ Tính toán bánh răng số lùi
Tỉ số truyền của số lùi, được xác định theo công thức sau:
iL = (1,2 ÷ 1,3).ih1=(1,2 ÷ 1,3).7,44= 8,93 ÷ 9,67
Ta chọn iL=8,93.
i
L 8,93
i
=
Suy ra gL i = 2,33 = 3,83

a
+ Tỉ số truyền của tay số lùi được phân làm 2 :
- Tỉ số truyền từ trục trung gian qua trục số lùi (chọn igL1 = 1,8)
- Tỉ số truyền từ trục số lựi tới trục thứ cấp :
Chọn igL2 = 2,13 ; igL1. igL2 = 3,83
- Chọn số răng cặp bánh răng ăn khớp trục trung gian và trục số lùi

igL1 =

Z L1
Z LTG

= 1,8

Chọn ZL1 = 27 và Z LTG = 15

- Chọn số răng cặp bánh răng trục số lùi và trục thứ cấp
( Ta chọn cặp bánh răng này là răng thẳng)

igL2 =

Z LTC
Z L2

=

Z' g1
Z L2

Z'

suy ra Z L 2 = i

g1

=

gL 2

38
= 17 ,84
2,13

Vậy ta chọn Z L 2 =18 răng
Sau khi tính được số răng của các cặp bánh răng gài số ta thấy tỉ số truyền
của chúng đã thay đổi, vì trong quá trình chọn có quá trình làm tròn số răng của
các bánh răng. Tỉ số truyền sau khi chọn số răng là:
i

g1

=

Z'
Z

g1

g1

38
= = 3,167 ;
12

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

i

g3

=

Z'
Z

g3

g3

=

28
= 1,273
22

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

i

i

g2

gl

=

=

Z'
Z
Z
Z

g2

g2
L1

LTG

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

32
= = 1,778 ;
18

.

Z'
Z

g1

L2

=

i

g4

=

Z'
Z

g4

g4

=

19
= 0,613
31

27 38
. = 3,80 .
15 18

Vậy tỉ số truyền của hộp số cũng thay đổi, ta tính lại và được như sau:
Z'

i = ia .i =
1
g1 Z

a.

a

Z'

i = ia .i =
2
g2 Z

Z'
Z

a.

a

g1

=

g1

Z'
Z

g2

35 38
. = 7,389
15 12
=

g2

35 32
. = 4,148
15 18

Z'
g 3 35 28
a
i = ia .i =
.
= . = 2,968
3
g3 Z Z
15 22
a

g3
Z'

Z'
g 4 35 19
a
i = ia .i =
.
= . = 1,431
4
g4 Z Z
15 31
a
g4
Z'

Z'

i = ia .i =
l
gl Z

a.

a

Z
Z

L1

LTG

.

Z'
Z

g1

L2

=

35 27 38
. . = 8,867
15 15 18

4. Tính chính xác khoảng cách giữa các trục A.
Việc làm tròn số răng không những ảnh hưởng đến tỉ số truyền mà còn có
thể làm thay đổi các khoảng cách trục A. Vì vậy ta phải tính lại khoảng cách trục
A của tất cả các bánh răng ăn khớp. Công thức tính như sau:
Với bánh răng trụ răng thẳng:

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

A=

m.( Z + Z )

1
2
2

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Với bánh răng trụ răng nghiêng: A =

m .( Z + Z )
n 1
2
2. cos β

Lần lượt thay số ta có:
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp:
Aa =

m .(Z + Z ' ) 4,5.(15 + 35)
n a
a =
= 129,90 (mm)
2. cos 30
2. cos 30

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 1:

A =
1

m.(Z + Z ' ) 5.(12 + 38)
1
1 =
= 125,00 (mm)
2
2

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 2:
m .( Z + Z ' ) 4,5.(18 + 32)
2 =
A = n 2
= 129,90 (mm)
2
2. cos 30
2. cos 30
- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 3:
A =
3

m.(Z + Z ' ) 4,5.(22 + 28)
3
3 =
= 129,90 (mm)
2. cos 30
2. cos 30

- Khoảng cách trục của cặp bánh răng gài số 4:

A =
4

m.( Z + Z ' ) 4,5.(31 + 19)
4
4 =
= 129,90 (mm)
2
2. cos 30

Qua kết quả trên ta chọn: A = Aa = A2 = A3 = A4 = Ac = 129,90 (mm).
Vì chọn như vậy nên có sự sai lệch khoảng cách trục giữa các cặp bánh
răng gài số 1. Do đó ta cần phải giải quyết sự sai lệch bằng cách dịch chỉnh góc
của các cặp bánh răng gài số 1:
- Xác định hệ số thay đổi khoảng cách trục λ0:

λo =

( A − A ) 129,90 − 125,00
c
1 =
= 0,0392
A
125,00
1

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội

TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

- Với λ0 = 0,0392 tra bảng phụ lục 4(Tài liệu: Đồ án môn học Thiết kế hộp số
chính ô tô - máy kéo) ta tìm được hệ số dịch chỉnh tương đối ξ0=0,04494 và góc
ăn khớp α 0 = 250 20’.
- Hệ số dich chỉnh tổng cộng ξt:
ξt = 0,5. ξ0. ( Z’g1 + Zg1) = 0,5. 0,04494. ( 38 + 12)=1,124
- Phân chia hệ số dịch chỉnh ξt cho bánh răng Z’g1 và Zg1:

ξt = ξ1 + ξ1 ’
Vì Zg1 = 12 <17 nên hệ số dịch chỉnh ξ1 của bánh răng Zg1 và hệ số dịch
chỉnh ξ1’ của bánh răng Zg1’ xác định theo biểu thức sau để đảm bảo đIều kiện
không cắt chân răng:

ξ =
1

17 − Z

g1 17 − 12
=
= 0,294
17
17

ξ ' = ξ t − ξ = 1,124 − 0,294 = 0,83

1
1
- Sau khi tính chọn được ξ1, ξ1’ theo điều kiện đảm bảo không cắt chân răng ta
cần kiểm tra các hệ số này theo các điều kiện sau:
+ Điều kiện các hệ số này đảm bảo không làm nhọn răng:

ξ1 ≤ ξt’’

⇔

0,294 ≤ 0,82

ξ ' ≤ ξt’’
1

⇔

0,83 ≤ 1,90

+ Để đảm bảo truyền lực tốt, khi chọn ξ1 và ξ1’ cần thoả mãn điều kiện chiều dày
răng ở đỉnh răng không được quá nhỏ:
Se1, 2 ≥ (0,2 ÷ 0,3).m
Ta có công thức tính chiều dày răng ở đỉnh S 1 của bánh răng Zg1, và S1’
của bánh răng Zg1’ như sau:

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội

TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

π .m
π .5
S =
+ 2.ξ .m.tgα =
+ 2.0,294.5.tg 25 0 20 ' = 9,233(mm)
1
1
0
2
2
π .m
π .5
S '=
+ 2.ξ '.m.tgα =
+ 2.0,83.5.tg 25 0 20 ' = 11,756(mm)
1
1
0
2
2
Vậy thỏa mãn điều kiện chiều dày răng ở đỉnh răng không được quá nhỏ.
+ Để đảm bảo ăn khớp êm dịu, khi chọn ξ1 và ξ1’ thì hệ số trùng khớp ε phải
thoả mãn điều kiện sau: ε ≥ 1,1. Với ε được tính như sau:
1
.( D 2 − d 2 + D 2 − d 2 ) − A. sin α

01
02
d1
d2
ε=2
= 1,258
π .m. cos α
0

(α0 và α là góc ăn khớp của bánh răng khi không dịch chỉnh và sau dịch chỉnh.
Các thông số khác lấy ở bảng 2).
Thay số ta thấy hệ số trùng khớp thoả mãn điều kiện đưa ra để đảm bảo ăn
khớp êm dịu
+ Để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp thì đường kính vòng đỉnh của bánh răng
lớn phải thoả mãn điều kiện:
Dd1’ ≤ Dd1max
Với Dd1max được tính bằng công thức sau:
Dd1 max = 4. A 2 + d 2 − 4. A.d . cos α
01
01
Thay các giá trị tương ứng lấy ở bảng 2 ta được:
Dd1max = 211,941 (mm)
Cũng theo bảng 2 ta thấy đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn thoả
mãn điều kiện để tránh sự kẹt đầu răng khi ăn khớp:
Dd1’ = 200 (mm) ≤ Dd1max = 211,941 (mm)

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội

TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

5. Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng
Việc xác định các thông số hình học của từng cặp bánh răng được tính
toán và lập thành các bảng, nhằm thuận tiện cho quá trình tính bền các bánh răng
và thiết lập các bản vẽ của hộp số.
Bảng 2-1. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng luôn ăn khớp.
Stt

Tên gọi

1

Tỉ số truyền

2
3
4
5

Mô đun pháp
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
Hướng răng

Kí hiệu Bánh răng nhỏ | Bánh rănglớn

Z'
i = a = 2,33
i
Z
a
mn
mn = 4,5
tn
tn = π. mn = 11
β
β = 300

6

Mô đun mặt đầu

ms

7

Bước mặt đầu

ts

8

Đường kính vòng chia

d

9

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

10

Đường kính vòng chân răng

Dc

11
12
13
14

Chiều cao răng
Khoảng cách trục
Chiều rộng vành răng
Góc ăn khớp

h
A
B
α

ms =

m

n = 5,196

cos β

ts = π. ms = 16,32
da = ms. Za = 77,94 (mm)
da’ = ms. Za’ = 181,86 (mm)
Dda=da+2.mn = 86,94 (mm)
Dda’=da’+2.mn = 190,86 (mm)
Dca=da-2,5.mn=66,69 (mm)
Dca’=da’-2,5.mn=170,61 (mm)
h = 2,25. mn = 10,125 (mm)
A = 129,90 (mm)
B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 38
α = α0 = 200

Bảng 2-2. Cặp bánh răng trụ răng thẳng gài số 1 có dịch chỉnh góc

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Stt

Tên gọi

Kí hiệu

(1)

(2)

(3)

1

Tỉ số truyền

2
3
4
5
6
7

Mô đun
Bước răng
Góc prôfin
Bước cơ sở
Khoảng cách trục khi ξt = 0
Khoảng cách trục khi ξt ≠ 0
Hệ số thay đổi khoảng cách

8
9
10
11

i

trục
Hệ số dịch chỉnh tương đối
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng
Hệ số dịch chỉnh của từng

m
t
α0
t0
A1
Ac
λ0
ξ0
ξt

12

bánh răng
Độ dịch chỉnh ngược

∆h0

13

Đường kính vòng chia

D

14

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

(1)

(2)

(3)

15

Đường kính vòng chân răng

Dc

16

Đường kính vòng cơ sở

d0

17

Đường kính vòng khởi thủy

dK

18

Chiều cao răng

h

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Bánh răng nhỏ | Bánh răng
lớn
(4)
Z'
i = 1 = 3,167
Z
1
m = 5,0
t = π. m = 15,7
α0 = 200
t0 = t.cosα0 = 14,75
A1 =0,5.m.(Z1+Z1’)=125(mm)
Ac = A.(λ0+1) = 129,9 (mm)
A −A
λo = c
= 0,03921

A
ξ0 = 0,4494
ξt = 1,124
ξ1 = 0,294
ξ1’= 0,83
∆h0 = ξt.m-(Ac-A) = 0,72
d1 = m. Z1 = 60 (mm)
d1’ = m. Z1’ = 190 (mm)
Dd1= 69,15 (mm)
D’d1 =200,22 (mm)
(4)
Dc1 = 52,65 (mm)
D’c1= 179,16 (mm)
d01 = d1.cosα0 = 56,38 (mm)
d’01 = d1’.cosα0 =178,54(mm)
dK1=d1(λ0+1)= 62,35 (mm)
d’K1=d1’(λ0+1)= 197,74 (mm)
h = 2,25.m-∆h0=10,53 (mm)

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

19

Chiều cao đầu răng

hd

20

Chiều rộng vành răng
Chiều dày răng trên vòng

B

21

chia

hd1=0,5(Dd1-dK1) = 3,40 (mm)
h’d=0,5(D’d1-d’K1)=1,24(mm)
B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 40
S1 = 8,06 (mm)

S

22

Hệ số trùng khớp

ε

23

Góc ăn khớp
Ghi chú:

α

S1’ = 8,45 (mm)
e .h + e' .h'
?? ε = 1 d1 1 d1 = 1,29
t
α = 12,440

- Xác định Dd và Dc theo các công thức sau:
Dd1 = d1 + 2m + 2ξ1m - 2∆h0
D’d1 = d1’ + 2m + 2ξ1’m - 2∆h0
Dc1 = d1 – 2,5m + 2ξ1m
D’c1 = d1’ – 2,5m + 2ξ1’m
- Xác định hệ số e1 và e2 theo đồ thị hình (I-4) (Tài liệu: Đồ án môn học thiết kế
hộp số chính ô tô - máy kéo).
Bảng 2-3. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 2.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

1

Tỉ số truyền

2
3
4

5

Mô đun pháp
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
Hướng răng

mn
tn
β

6

Mô đun mặt đầu

ms

7
8

Bước mặt đầu
Đường kính vòng chia

ts
d

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

i

Bánh răng nhỏ | Bánh răng
lớn
Z'

2 = 1,778
Z
2
mn = 4,5
tn = π. mn = 14,13
β = 300
i=

m

n = 5,196
cos β
ts = π. ms = 16,32
d2 = ms. Z2 = 93,53 (mm)
ms =

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường
d2’ = ms. Z2’ = 166,27 (mm)
Dd2=d2+2.mn = 102,53 (mm)

9

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

10

Đường kính vòng chân răng

Dc

Tên gọi

Kí hiệu

11
12
13
14

Stt

Dc2’=d2’-2,5.mn=155,02 (mm)
Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 10,125 (mm)
Khoảng cách trục
A
A = 129,90 (mm)

Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 38
Góc ăn khớp
α
α = α0 = 200
Bảng 3- 4. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 3.

1

Tỉ số truyền

2
3
4
5

Mô đun pháp
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
Hướng răng

mn
tn
β

6

Mô đun mặt đầu

ms

7

Bước mặt đầu

ts

8

Đường kính vòng chia

d

9

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

10

Đường kính vòng chân răng

Dc

11
12
13
14

Dd2’=d2’+2.mn = 175,27 (mm)
Dc2=d2-2,5.mn=82,28 (mm)

i

Bánh răng nhỏ | Bánh răng
Z'

lớn

3 = 1,273
Z
3
mn = 4,5
tn = π. mn = 14,13
β = 300
i=

m
ms = n = 5,196
cos β
ts = π. ms = 16,32
d3 = ms. Z3 = 114,31 (mm)
d3’ = ms. Z3’ = 145,49 (mm)
Dd3=d3+2.mn = 123,31 (mm)
Dd3’=d3’+2.mn = 154,49 (mm)
Dc3=d3-2,5.mn= 103,06 (mm)

Dc3’=d3’-2,5.mn=136,49 (mm)

Chiều cao răng
h
h = 2,25. mn = 10,125 (mm)
Khoảng cách trục
A
A = 129,90 (mm)
Chiều rộng vành răng
B
B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 38
Góc ăn khớp
α
α = α0 = 200
Bảng 3-5. Thông số của cặp bánh răng trụ răng nghiêng gài số 4.

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

Stt

Tên gọi

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Kí hiệu

1

Tỉ số truyền

2
3
4
5

Mô đun pháp
Bước pháp tuyến
Góc nghiêng của răng
Hướng răng

mn
tn
β

6

Mô đun mặt đầu

ms

7

Bước mặt đầu

ts

8

Đường kính vòng chia

d

9

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

10

Đường kính vòng chân răng

Dc

11
12
13
14

Chiều cao răng
Khoảng cách trục
Chiều rộng vành răng
Góc ăn khớp

h
A

B
α0

Bánh răng nhỏ | Bánh răng
lớn
Z'

4 = 0,613
Z
4
mn = 4,5
tn = π. mn = 14,13
β = 300
i=

i

m
ms = n = 5,196
cos β
ts = π. ms = 16,32
d4 = ms. Z4 = 161,08(mm)
d4’ = ms. Z4’ = 98,72 (mm)
Dd4=d4+2.mn = 170,08 (mm)
Dd4’=d4’+2.mn = 107,72 (mm)
Dc4=d4-2,5.mn= 149,83 (mm)
Dc4’=d4’-2,5.mn= 87,47 (mm)
h = 2,25. mn = 10,125 (mm)
A = 129,90 (mm)
B=(7,0÷8,6).mn, chọn B = 38

α0 = 200

Bảng 3- 6. Thông số của 2 bánh răng trụ răng thẳng trên trục phụ số lùi.
Stt
1
2
3
4

Tên gọi
Bước răng
Mô đun
Bước cơ sở
Số răng

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Kí hiệu
t
m
t0
Z

Bánh răng nhỏ | Bánh răng
lớn
t = π.m = 15,7
m=5
t0 = t.cosα0 = 14,75
Zgl = 27(răng) | Zgl’ =18(răng)

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường
dgl = m. Zgl

= 135,00 (mm)

5

Đường kính vòng chia

d

6

Đường kính vòng đỉnh răng

Dd

7

Đường kính vòng chân răng

Dc

8

9
10

Chiều cao răng
Chiều cao đầu răng
Chiều cao chân răng
Chiều dày răng trên vòng

h
hd
hc

Dcl’=dgl’-2,5.m = 77,05 (mm)
hgl = hl’= 2,25. m=11,25(mm)
hgl = h’dl = m = 5 (mm)
hcgl = h’cl = 1,25.m=6,25(mm)

S

Sgl = Sl’= 0,5.t = 7,85 (mm)

11
12
13
14
15

tròn chia
Chiều rộng vành răng
Khoảng cách trục

Góc prôfin
Góc ăn khớp

dgl’ = m. Zl’ = 90,00 (mm)
Dgl = dgl+2.m = 145,00 (mm)
Ddl’=dgl’+2.m = 100,00 (mm)
Dcgl = dgl-2,5.m = 122,50(mm)

B
A
α0
α

B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 34
A = 103,05 (mm)
α0 = 200
α = α0 = 200

Bảng 3- 7. Thông số của bánh răng trụ răng thẳng số lùi trên trục trung gian
Stt
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10

11

Tên gọi
Bước răng
Mô đun
Bước cơ sở
Số răng
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh răng
Đường kính vòng chân răng
Chiều cao răng
Chiều cao đầu răng
Chiều cao chân răng
Chiều dày răng trên vòng
tròn chia

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Kí hiệu
t
m
t0
Z
d
Dd
Dc
h
hd
hc

S

Thông số bánh răng
t = π.m = 12,56
m=5
t0 = t.cosα0 = 11,80
Zl = 20
dl = m. Zl = 80,00 (mm)
Dl = dl+2.m = 88,00 (mm)
Dcl = dl-2,5.m = 70,00 (mm)
hl = 2,25. m = 9 (mm)
hdl = m = 4 (mm)
hcl = 1,25.m = 5 (mm)
Sl = 0,5.t = 6,28 (mm)

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thiết kế ôtô
12
13
14

GVHD : Ths. Nguyễn Quang Cường

Chiều rộng vành răng
Góc prôfin
Góc ăn khớp

B

α0
α

B=(7,0÷8,6).m, chọn B = 40
α0 = 200
α = α0 = 200

Chương IV. Kiểm tra độ bền hộp số.
I.

Chế độ tải trọng để tính bền hộp số.

1. Mô men truyền đến các trục hộp số.
Bảng 4-1. Công thức tính mô men truyền đến các trục hộp số.
TrÞ sè m« men (N.m)
Tõ ®éng c¬ truyÒn ®Õn Theo b¸m tõ b¸nh xe truyÒn

1

Trôc s¬ cÊp

MS = Memax

2

Trôc trung gian

Mtg = Memax.ia

3

Trôc thø cÊp
Sè 1

®Õn
ϕ max .Gϕ .rbx
ϕ
max
Ms
=
icc .i .i .i
0 f 1
ϕ
ϕ
max .Gϕ .rbx
M tgmax =
icc .i .i .i
0 f g1

Mtc1 = Memax.i1

SV : Lương Hồng Nguyên
Lớp : cơ khí ôtô A-k50

Trường : ĐHGTVT Hà Nội


TKMH Thit k ụtụ

GVHD : Ths. Nguyn Quang Cng

Số 2

Mtc2 = Memax.i2

Số 3

Mtc3 = Memax.i3

Số 4

Mtc4 = Memax.i4

Số 5

Mtc5 = Memax.i5

Số lùi

Mtc1 = Memax.il



max .G .rbx
max
M tc
=
icc .i .i
0 f

Ta tớnh giỏ tr ca mụ men truyn t ng c n cỏc chi tit ang tớnh v mụ
men tớnh theo bỏm t bỏnh xe truyn n theo cỏc cụng thc ó cú bng 4-1.
Trong ú:
- icc: T s truyn ca b truyn lc cui cựng,

icc = 1

- i0: T s truyn ca truyn lc chớnh,

i0 = 7,44.

- if: T s truyn ca hp s ph,

if = 1.

- max: H s bỏm ln nht ca ng, chn

max = 0,7

- rbx: Bỏn kớnh lm vic trung bỡnh ca bỏnh xe (m),

rbx = 0,533

- Memax: Mụ men ln nht ca ng c (N.m),

Memax = 410

- G: Trng lng bỏm ca xe (N), G = 1,2. G2

G = 13540

Sau khi tớnh c cỏc giỏ tr mụ men (Bng 4-2), mụ men no nh hn ta
dựng tớnh toỏn sc bn (kớ hiu Mt).
Bảng 4-2. Giá trị mô men động cơ và mô men theo bám truyền đến các trục của
hộp số.
Trị số mô men (N.m)
Từ động cơ truyền đến Theo bám từ bánh xe truyền
1

Trục sơ cấp

MS = 410

2

Trục trung gian

Mtg = 955,3

SV : Lng Hng Nguyờn
Lp : c khớ ụtụ A-k50

đến

M s max = 890,21

M tgmax = 2075,53

Trng : HGTVT H Ni

TKMH Thit k ụtụ

GVHD : Ths. Nguyn Quang Cng

Trục thứ cấp

3

Số 1

Mtc1 = 3050,4

Số 2

Mtc2 = 1681

Số 3

Mtc3 = 938,9

Số 4

Mtc4 = 602,7

Số 5

Mtc5 = 410

Số lùi

Vậy ta chọn:


M tcmax = 6620,94

Mtcl = 3660,48

- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục sơ cấp lấy mô men có giá trị là:
Mt = MS = 410 (N.m)
- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục trung gian lấy mô men có giá trị là:
Mt = Mtg = 955,3 (N.m)
- Các chi tiết cần tính sức bền trên trục thứ cấp lấy mô men có giá trị là:
Số 1: Mt = Mtc1 = 3050,4 (N.m)
Số 2: Mt = Mtc2 =

1681 (N.m)

Số 3: Mt = Mtc3 =

938,9 (N.m)

Số 4: Mt = Mtc4 =

602,7 (N.m)

Số 5: Mt = Mtc5 =

410 (N.m)

Số lùi: Mt = Mtcl =

3660,48 (N.m)

2. Lc tỏc dng lờn cỏc cp bỏnh rng.
p dng cỏc cụng thc tớnh lc tỏc dng lờn cỏc cp bỏnh rng (Bng 4-3)
ta s tớnh c cỏc giỏ tr ca cỏc lc ny i vi tng cp bỏnh rng.
Bng 4-3. Cụng thc tớnh lc tỏc dng lờn cỏc cp bỏnh rng.
Stt

Tên gọi

Kí hiệu

SV : Lng Hng Nguyờn
Lp : c khớ ụtụ A-k50

Bánh răng thẳng

Bánh răng nghiêng

Trng : HGTVT H Ni